eJournals

Editorial 1 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Liebe Leserinnen und Leser, „die Welt ist voller Schmierprobleme“, so wurde ich vor 31 Jahren von meinen damaligen erfahrenen Kollegen bei der Molykote ® in München begrüßt. Zu dem Zeitpunkt beschränkte sich mein schmierungstechnisches Wissen auf einen kleinen Absatz über Molybdändisulfid aus Römpps Chemie Lexikon, den ich zwecks Vorbereitung auf das Vorstellungsgespräch gelesen hatte. Einen großen Anteil dieses bescheidene schmierungstechnische Wissen zu verbessern hat Prof. Wilfried J. Bartz. Hier denke ich nicht nur an die Organisation des Internationalen Kolloquiums Tribologie und der zahlreichen Weiterbildungskurse an der Technischen Akademie Esslingen, sondern an seine fortwährende Präsenz auf Tagungen und die damit verbundenen persönlichen Fachgespräche. Das Erlangen von Wissen ist eine zeitlose Notwendigkeit in unserer Gesellschaft. Jedoch hat sich die Art Wissen zu erlangen im Laufe der Zeit verändert. Die mir nach dem Abitur offenstehende akademische Freiheit ist auf der einen Seite durch elektronische Medien größer und durch eine „Verschulischung“ von Bachelor Studiengängen kleiner geworden. Umso wichtiger ist die Vermittlung von Fachwissen nach der Ausbildung wie ich Sie erfahren und benötigt habe. Die „Tribologie und Schmierungstechnik“ hat unter der Herausgeberschaft von Prof. Wilfried Bartz einen maßgeblichen Beitrag daran geleistet. Den Auftrag dies in Prof. Bartz’s Sinne, speziell die von ihm eingeleiteten Veränderungen wie das Begutachtungsverfahren wissenschaftlicher Beiträge und die Internationalisierung durch Zulassen englischsprachiger Beiträge, nehme ich gerne an. Vernarrt in Wissen ist das Motto des Narr Francke Attempto Verlages, unter dem der expert verlag agiert. Neben einer weiteren Internationalisierung liegt mir als gerade noch mitkommender IT-Nutzer - hier darf ich erwähnen selber Zeitungen und Bücher in gedruckter Form zu lesen, während meine liebe Gattin unser Reisegepäck gewichtsmäßig mit Hilfe eines E-Books reduziert - das Thema elektronische Medien sehr am Herzen. Um so erfreuter war ich nach dem Treffen mit Herrn Narr, da er in Zukunft sowohl elektronisch als auch „print on demand“ verlegen will. Die Benutzung von ORCID (Open Researcher Contributor Identification Initiative) und DOI (Digital Object Identifier) sowie die Online Bereitstellung aller Beiträge sind ebenso in der Planung wie ein papierloser „Peer Review“-Prozess. Ein gutes Journal lebt nicht zuletzt von den Anregungen seiner Leser. Einige von Ihnen werde ich sicherlich auf den verschiedensten Konferenzen treffen, um direkt in den Dialog zu treten und unser gemeinsames Netzwerk an Tribologie Interessierten zu pflegen. Gerne werde ich Ihre Meinung auch telefonisch, schriftlich oder per E- Mail entgegennehmen. Einige der einleitend angesprochenen Schmierprobleme habe ich mit Hilfe meiner Tribologie Kollegen lösen können. Das vom letztjährigen STLE-Präsidenten Micheal Anderson hochgehaltene „Tribology is everywhere“ ist in Anbetracht der Herausforderungen des Klimawandels omnipräsenter. Daher ist der Ausblick in Zukunft weiterhin relevante Beiträge mit Ihrem Engagement zu veröffentlichen höchst motivierend. Auf eine gute Zusammenarbeit und bleiben Sie der Tribologie gewogen, Ihr Manfred Jungk Herausgeber Tribologie ist überall T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 1 Veranstaltungen 2 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Veranstaltungen ► 26.02. - 27.02.19 Kassel FVA-GFT-Grundlagenseminar „Getriebeschmierung“ www.fva-service.de/ de/ service/ seminare ► 10.03. - 15.03.19 Ermatingen, CH Systematische Beurteilung technischer Schadensfälle https: / / www.dgm.de/ index.php? id=1506 ► 12.03. - 14.03.19 Lulea, SE 4 th Workshop on High Temperature Tribology https: / / www.ltu.se/ research/ subjects/ Maskinelement/ 4th-Workshop-on-High- Temperature-Tribology ► 18.03.19 Ostfildern Öl- und Condition-Monitoring durch Ölanalysen TAE* ► 19.03. - 20.03.19 Würzburg 7. GETPRO - Getriebeproduktionskongress https: / / getpro.de/ ► 26.03.19 Ostfildern Maßnahmen zur Minimierung von Verschleiß in der Praxis TAE* ► 02.04. - 03.04.19 Stuttgart UNITI Mineralöltechnologie-Forum 2019 https: / / www.uniti.de/ veranstaltungen ► 13.04. - 16.04.19 Athen, GR ELGI Annual General Meeting http: / / www.elgi.org/ ► 14.04. - 18.04.19 Miami, Florida, USA Wear of Materials 2019 - 22 th International Conference on Wear of Materials http: / / www.wearofmaterialsconference.com/ ► 24.04. - 26.04.19 Tallinn, EE BALTMATTRIB 2019 https: / / www.ttu.ee/ institutes/ department-of-mechanicaland-industrial-engineering/ conferences-17/ about-the-conference/ ► 08.05. - 09.05.19 Berlin Workshop „Zuverlässigkeit tribologischer Systeme“ https: / / dvm-berlin.de/ veranstaltungen/ 2019-zuverlaessigkeit-tribologischer-systeme ► 15.05. - 17.05.19 Kragujevac, Serbia SERBIATRIB 19 - 16 th International Conference on Tribology http: / / www.serbiatrib.fink.rs/ ► 16.05. - 17.05.19 Karlsruhe Tribologie (DGM-Fortbildung) https: / / www.dgm.de/ index.php? id=1480 ► 19.05. - 23.05.19 Nashville, Tennessee, USA STLE 74 th Annual Meeting & Exhibition https: / / www.stle.org/ annualmeeting ► 08.06. - 11.06.19 Las Vegas NV USA 86 th Annual Meeting NLGI https: / / www.nlgi.org/ annual-meeting/ ► 12.06. - 14.06.19 Wien ECOTRIB 2019 (European Conference on Tribology) http: / / ecotrib2019.oetg.at/ ► 25.06. - 29.06.19 Stuttgart-Ostfildern 12 th International Colloquium Fuels TAE* AC 2 T GfT ÖTG TAE * Anschriften der Veranstalter Austrian Center of Competence for Tribology Viktor-Kaplan-Str. 2, 2700 Wiener Neustadt / ÖSTERREICH, Tel. (+43 26 22) 8 16 00-10, Fax (+43 26 22) 8 16 00-99; E-Mail: office@ac2t.at; www.ac2t.at Gesellschaft für Tribologie e.V. Adolf-Fischer-Str. 34, 52428 Jülich Tel. (0)2461 340 79 38, Fax (0)3222 427 10 51 E-Mail: tribologie@gft-ev.de; www.gft-ev.de Österreichische Tribologische Gesellschaft / Austrian Tribology Society Viktor-Kaplan-Straße 2, 2700 Wiener Neustadt / ÖSTERREICH Tel. (+43) 67 68 45 16 23 00, Fax (+43) 253 30 33 91 00 E-Mail: office@oetg.at; www.oetg.at Technische Akademie Esslingen Weiterbildungszentrum, In den Anlagen 5, 73760 Ostfildern, Tel. (07 11) 3 40 08-0, Fax (07 11) 3 40 08-27, -43; E-Mail: anmeldung@tae.de; www.tae.de Datum Ort Veranstaltung T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 2 Inhalt 3 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 1 Editorial „Tribologie ist überall“ 5 Würdigung Prof. Wilfried J. Bartz, langjähriger Herausgeber der Zeitschrift „Tribologie und Schmierungstechnik“, übergab Ende 2018 seine diesbezüglichen Agenden 7 Begrüßung Dr. Manfred Jungk wird neuer Herausgeber der Zeitschrift „Tribologie und Schmierungstechnik“ 8 Louis Schreyer Numerische Untersuchung des Einflusses von Verschleißpartikeln auf das Reibungsverhalten 15 Benedict Rothammer, Tim Weikert, Stephan Tremmel, Sandro Wartzack Tribologisches Verhalten amorpher Kohlenstoffschichten auf Metallen für die Knie-Totalendoprothetik 25 Igor Velkavrh, Florian Ausserer, Stefan Klien, Joel Voyer, Klaus Lingenhöle, Fevzi Kafexhiu, Djordje Mandrino, Bojan Podgornik, Johannes Rattenberger, Hartmuth Schröttner, Ferdinand Hofer, Alexander Diem Influence of surface properties of nitrocarburised and oxidised steel on its tribological behaviour 34 Jan Sadowski, Leszek Sarnowicz Beitrag zur kalorimetrischen Reibungswärmemessung 42 Claudia Lenauer, Oliver Knaus, Thomas Wopelka, Martin Jech Evolution of wear rate, friction and roughness depending on lubrication regime 51 Susanne Beyer-Faiß Bestimmung der Adhäsionskräfte von Schmierstoffen auf beschichteten Oberflächen unter dynamischen Bedingungen Aus Wissenschaft und Forschung 2 Veranstaltungen 57 Nachrichten Mitteilungen der GfT / Mitteilungen der ÖTG 63 Schadensanalyse / Schadenskatalog Zahnrad - Geradverzahntes Stirnrad 65 Handbuch der T+S Ölgeschmierte Wälzlager 67 Normen Hinweise für Autoren / Checkliste (siehe Umschlag) Rubriken Aus der Praxis für die Praxis Tribologie und Schmierungstechnik Organ der Gesellschaft für Tribologie Organ der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft Organ der Swiss Tribology 66. Jahrgang, Heft 1 Januar / Februar 2019 Veröffentlichungen Die Autoren wissenschaftlicher Beiträge werden gebeten, ihre Manuskripte direkt an den Herausgeber, Dr. Jungk, zu senden (Checkliste und Formatvorgaben siehe Umschlagseite hinten). Authors of scientific contributions are requested to submit their manuscripts directly to the editor, Dr. Jungk (see backpage for formatting guidelines). Ab dem Jahrgang 2019 können Sie die aktuellen Hefte der Tribologie und Schmierungstechnik im Online-Abonnement beziehen. Die Hefte der vergangenen Jahrgänge werden kontinuierlich integriert. Unsere eLibrary bietet Ihnen einen qualitativ hochwertigen und benutzerfreundlichen Zugang zum digitalen Buch- und Zeitschriftenprogramm der Verlage expert, Narr Francke Attempto und uvk. Nutzen Sie mit uns die Chancen der Digitalisierung: https: / / elibrary.narr.digital/ journal/ tus Der Online-Zugang ist in Kombination mit dem Print-Abo oder als e-only Abo erhältlich. Abo-Service: Susanne Theis, expert verlag Tel: +49 (0) 7071-97556-53 Fax: +49 (0) 7071-9797-11 E-Mail: theis@verlag.expert IHR ONLINE-ABONNEMENT DER T+S T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 3 Anzeigen 4 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 MASCHINENBAU \ TRIBOLOGIE Erik Kuhn Zur Tribologie der Schmierfette Eine energetische Betrachtungsweise des Reibungs- und Verschleißprozesses Reihe Technik 2., neu bearbeitete und erweiterte Au! age 2017, 227 Seiten, 183 Abbldungen €[D] 49,80 ISBN 978-3-8169-3339-7 Der Leser erhält eine ausführliche Darstellung der Einbeziehung des Schmierstoffes »Schmierfett« in eine tribologische Analyse sowie eine grundlegende Recherche zum tribologischen Prozess bei Anwesenheit eines Schmierfettes. Die Vorgehensweisen zur Quanti%zierung von Reibungsenergieverlusten und des Verschleißverhaltens fettgeschmierter Paarungen werden erläutert, die traditionelle »Energetische Betrachtungsweise« ist kompakt abgehandelt und in einem separaten Kapitel erweitert. Die Betrachtung des Verschleißes wird auf den Schmierstoff ausgeweitet. Neuer Entwicklung Rechnung tragend, geht das Buch in mehreren Abschnitten auf die Thermodynamische Betrachtung von Reibung und Verschleiß ein. Inhalt De%nitionen und Systembetrachtungen - Schmierfette (mit tribologischem und rheologischem Verhalten) - Die traditionelle Energetische Betrachtungsweise - Die Erweiterung auf viskoelastische Schmierstoffe und De%nition des Schmierstoffverschleißes - Thermodynamische Untersuchungen in der Tribologie Der Autor Maschinenbaustudium, Postgradualstudium Schweißtechnik, Postgradualstudium Tribotechnik, Promotion 1987 in der Tribologie über rau-rau Kontakte. Seit 1991 Professor an der Hochschule für Angewandte Wissenschaften Hamburg. Lehraufträge für Tribologie an anderen Hochschulen und Universitäten, Gutachter für eine Reihe internationaler Fachjournale und Fachgremien, Mitglied im Programmkomitee und Editorial Board, Veranstalter des Arnold Tross Kolloquiums. Zahlreiche Publikationen. Die Interessenten: \ Wissenschaftliche Einrichtungen der tribologischen Forschung \ Hochschullehrer und Studenten technischer Fachrichtungen \ F&E Bereiche der Schmierstoffindustrie \ Lagerindustrie \ allgemeiner Maschinenbau expert verlag GmbH Dischingerweg 5 \ 72070 Tübingen \ Tel. +49 (07071) 97556 -0 \ Fax +49 (07071) 97 97-11 \ info@verlag.expert \ www.narr.de Stand: Januar 2019 · Änderungen und Irrtümer vorbehalten! T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 4 Würdigung 5 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Für einige erstrebenswert, für so manche eine schockierende Hiobsbotschaft, für Wilfried J. B ARTZ kein Thema: Frühpension. Dennoch wird man es dem Tribologie-Urgestein B ARTZ nicht übel nehmen können, sich ein Stückchen ins Privatleben zurückzuziehen und ein bisschen weniger Verpflichtungen zu erfüllen. In diesem Sinne ist es durchaus verständlich, dass er seine Aufgaben als Herausgeber der Zeitschrift „Tribologie und Schmierungstechnik“ mit Ende des Jahres 2018 an seinen Fachkollegen Dr. Manfred J UNGK übergeben hat. W. J. B ARTZ gehört zweifellos zu den Pionieren der Tribologie, beschäftigte er sich doch mit dieser Disziplin schon bevor er wusste, dass sie einmal so genannt werden wird 1 . Nicht von ungefähr ist B ARTZ deshalb weltweit in der Scientific Community bestens bekannt, umgekehrt umfasst sein Netzwerk wohl alle Personen, die in der Tribologie Rang und Namen hatten und haben. Es ist daher auch nicht verwunderlich, dass ihn über viele Jahre eine respektvolle Freundschaft mit dem „Vater der Tribologie“, Prof. H. Peter J OST († 2016), verband. tigen FUCHS PETROLUB SE in der Anwendungsberatung einsetzte und erweiterte. Die „nasse“ Tribologie, wie es B ARTZ selbst bezeichnet, war Schwerpunktgebiet seines Dissertationsstudiums am Institut für Erdölforschung (IfE) in Hannover (Dr.-Ing. 1968) und weitergehend beim Aufbau und Betrieb der Abteilung Schmierungstechnik und Betriebsstoffe für Verbrennungskraftmaschinen bzw. Tribologie und Schmierungstechnik, die er etwa 15 Jahre lang leitete. Wenngleich W. J. B ARTZ sich anschließend für etwa 25 Jahre als Direktor und wissenschaftlicher Leiter der Technischen Akademie Esslingen (TAE) neuen beruflichen Aufgaben widmete, blieb er seinem fachlichen Schwerpunkt treu: Diese Weiterbildungseinrichtung wurde eine über die Grenzen Deutschlands bekannte Institution, auch mit der speziellen Orientierung „Tribologie und Schmierungstechnik“, in deren Umfeld B ARTZ auch für eine gewisse Zeit themenspezifisch eine tribotechnische Laborinfrastruktur aufbauen konnte. Als Pädagoge, Lehrgangsleiter und Vortragender war B ARTZ (mit dem Zertifikat „Europa Ingenieur - EUR ING SEFI“ sowie „internationaler Ingenieurpädagoge: ING-PAED IGIP“ ausgestattet) nicht nur an der TAE, sondern auch an diversen tertiären Bildungseinrichtungen (z. B. den Universitäten Hannover, Stuttgart und Wien) tätig. Zu erwähnen ist auch seine im Anschluss an die TAE-Zeit wahrgenommene Key-Researcher-, Mentoren- und ggf. Doktorvater-Funktion für den wissenschaftlichen Nachwuchs im Rahmen des Österreichischen Kompetenzzentrums für Tribologie (Austrian Center of Competence for Tribology - AC2T research GmbH), Wiener Neustadt (Österreich), dessen Aufbau und Wirken er auch als Miteigentümer begleitete und begleitet. Die pädagogischen Verpflichtungen, sicherlich aber auch eine fachlich geprägte Sammlerleidenschaft, führten Würdigung Prof. Wilfried J. BARTZ, langjähriger Herausgeber der Zeitschrift „Tribologie und Schmierungstechnik“, übergab Ende 2018 seine diesbezüglichen Agenden 1 In Abwandlung eines Spruches, den Heinz F AIGLE († 1996), Gründer der faigle Kunststoffe GmbH, Hard, Vorarlberg (Österreich), ähnlich für seine langjährige Beschäftigung mit der Tribologie (der Kunststoffe) zu sagen pflegte. Wo geht’s lang? Für Prof. B ARTZ als T+S-Herausgeber war das stets klar! (2009, Pisa, ECOTRIB 2009) Die Tribologie-Granden: H. Peter J OST und W. J. B ARTZ, 20. Kolloquium „Tribologie“, TAE, Ostfildern, 2016 Den Zugang zur Tribologie, damals noch als „Reibungstechnik“ verstanden, fand W. J. B ARTZ im Zusammenhang mit seinem Interesse an der Kraftfahrzeugtechnik, der er sich als Maschinenbaustudent in seiner Spezialisierung an der Universität Hannover zuwandte. Dabei erkannte er die Bedeutung der richtigen Anwendung des richtigen Schmierstoffes für Aggregate, insbesondere bei Verbrennungskraftmaschinen, ein Wissen, das er schon als junger Diplom-Ingenieur bei der Vorgängerin der heu- T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 5 auf den jetzt bestens etablierten Titel. Dies vor allem deshalb, um den damals immer noch nicht sehr gebräuchlichen Begriff Tribologie in den Vordergrund zu rücken. Des Weiteren ist es dem Wirken von Prof. B ARTZ zu verdanken, dass diese Zeitschrift als offizielles Organ der Gesellschaft für Tribologie, später auch der Österreichischen Tribologischen Gesellschaft und schließlich der Swiss Tribology, also der Schweizer Tribologie-Gesellschaft, etabliert wurde. Neben den üblichen wissenschaftlichen Beiträgen legte Prof. B ARTZ Wert darauf, dass gewisse gleichbleibende Themenblöcke in der Zeitschrift erscheinen, und zwar ein Veranstaltungsspiegel, eine jeweils aktualisierte Übersicht über die Produktion von Ölen und Fetten sowie eine Übersicht über aktuelle Entwicklungen, Änderungen und Neuerscheinungen auf dem Normungssektor. Selbstverständlich dürfen auch - in Fortsetzung erscheinende - Abschnitte aus dem „Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik“ nicht fehlen, das unter der Herausgeberschaft von W. J. B ARTZ ebenfalls im expert-Verlag erscheint. Drei Neuerungen aus der jüngeren Vergangenheit gehen auch auf die Initiative von Prof. B ARTZ zurück: Die Zeitschrift bringt Fachbeiträge in zwei Kategorien: „Aus Wissenschaft und Forschung“ sowie „Aus der Praxis für die Praxis“. Weiters wurde für die wissenschaftlichen Fachbeiträge ein Begutachtungsverfahren implementiert, was vor allem für den Stellenwert der Beiträge aus dem akademischen Bereich von Bedeutung ist. Schließlich wurde die Zeitschrift - wenn auch primär für deutschsprachigen Raum gedacht - auch für Beiträge in englischer Sprache geöffnet, was insbesondere in der Scientific Community geschätzt wird. Die Zeitschrift hat in den letzten Jahren auch in der graphischen bzw. formatmäßigen Darbietung deutlich an Attraktivität gewonnen, nicht zuletzt durch das Lay-out im 4-Farben-Druck. Insgesamt kann somit Wilfried B ARTZ auf viele Jahre erfolgreichen Wirkens als Herausgeber der „T+S“ zurückblicken und symbolisch das Staffelholz der Herausgeber-Verantwortung mit hohen Ansprüchen weitergeben. Wilfried J. B ARTZ wurde für sein Wirken in der Tribologie durch zahlreiche Auszeichnungen unterschiedlicher Art gewürdigt, wie Ehrendoktorate bzw. Professuren, Ehrenmitgliedschaften, Ehrenzeichen und Medaillen, allen voran 2001 durch die weltweit höchste Tribologieauszeichnung, die Tribology Gold Medal. An dieser Stelle jedoch sei Herrn Prof. B ARTZ als T+S-Herausgeber für seine jahrelangen erfolgreichen Aktivitäten im Sinne der Tribologie-interessierten Leser herzlich gedankt mit den allerbesten Wünschen für weiterhin interessante tribologische Herausforderungen, Gesundheit und alles Gute für das zusätzliche Kontingent an Muße ab 2019. Univ.-Prof. DI Dr. Friedrich Franek Würdigung 6 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 dazu, dass B ARTZ im Laufe der Jahre zum Themenumfeld der Tribologie eine beeindruckend große „Privatbibliothek“ aufbauen konnte, die eine Fülle von Informationen bereit stellt. Einen Teil des Literaturbestandes hat B ARTZ von seinen zahlreichen Reisen bzw. Kongressteilnahmen mitgebracht, wobei er in den Proceedings von Tagungen und Kongressen weltweit selbst oftmals auch als eingeladener Vortragender oder Plenarvortragender aufscheint. Im Übrigen kann B ARTZ als Folge seiner vielseitigen Tätigkeiten im Umfeld der Tribologie und Schmierungstechnik und der einschlägigen Schrifttumsauswertung auf weit mehr als 400 Veröffentlichungen als Autor in inländischen und ausländischen Fachzeitschriften sowie in Büchern verweisen bzw. war Herausgeber zahlreicher Bücher. Letzteres insbesondere für Bücher, die im expert- Verlag erschienen, zu dem B ARTZ einen besonderen Kontakt aufbaute. Das gute Einvernehmen mit dem Verleger/ Verlagsgründer Elmar W IPPLER (†2016) schaffte die Voraussetzungen, dass eine große Zahl von Publikationen, insbesondere auch die Inhalte von Tribologie- Seminaren und -Kursen in Form von Fachbüchern erschienen sind. Zahlreiche Taschenbücher im expert-Verlag wurden von W. J. B ARTZ initiiert bzw. als Herausgeber betreut (Prof. B ARTZ mit Prof. F RANEK vor einer Sammlung von Ansichtsexemplaren anläßlich des ÖTG- Symposiums 2003) Eine besondere Herausforderung stellte sich für W.J. B ARTZ , für den deutschen Sprachraum eine Tribologie- Zeitschrift nach modernen Gesichtspunkten zu etablieren. Die Zeitschrift „Schmiertechnik und Tribologie“ (ursprünglich - ab 1954 - „ Schmiertechnik“) im früheren Vincentz-Verlag drohte vom Markt zu verschwinden. Mit der deutschen Wiedervereinigung war auch das Schicksal der Zeitschrift „Schmierungstechnik“ (VEB Verlag Technik) ab 1990 unsicher. Nicht zuletzt durch das Engagement von W. J. B ARTZ , der seit dem Tod des früheren Schriftleiters Prof. Georg H. G ÖTTNER (†1980) als Herausgeber der „Schmiertechnik und Tribologie“ fungierte, gelang es, einen Verlag zu finden, der sich für das Produkt einer Tribologie-Zeitschrift interessierte und die entsprechenden kaufmännischen Weichenstellungen vornahm. Das Arbeitsumfeld und der exzellente Überblick über tribologische Literatur und Forschungs- „Hot-Spots“ boten ideale Voraussetzungen für W. J. B ARTZ , der sich auch als Herausgeber des neuen Formates „Tribologie und Schmiertechnik“ engagierte und das Gesicht der nunmehrigen Tribologie-Zeitschrift im expert-Verlag mitgestaltete, beginnend mit einer Änderung T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 6 Nach 38 erfolgreichen Jahren als Herausgeber von „Tribologie und Schmierungstechnik“ übergab Prof. Wilfried J. Bartz am 1. Januar 2019 den Staffelstab an Dr. Manfred Jungk. Eine ausführliche Würdigung des Schaffens von Prof. Bartz findet sich auf den Seiten 5 bis 6 dieses Hefts. Manfred Jungk ist 60 Jahre alt, promovierter Chemiker und kann auf über 30 Jahre Erfahrung in der Schmierstoffindustrie zurückblicken. Wie sein Vorgänger verfügt er über ein weitreichendes internationales Netzwerk und ist ein hervorragender Kenner der Schmierstoffbranche sowie des gesamten Fachgebiets Tribologie. Die Inhalte von „Tribologie und Schmierungstechnik“ waren von Beginn an durch einen ausgeprägten Anwendungsbezug gekennzeichnet. Deshalb ist es besonders erfreulich, dass der Nachfolger von Wilfried J. Bartz fast sein gesamtes Berufsleben in der Industrie, namentlich bei Fa. Dow Corning (jetzt Dow Silicones), zugebracht hat, zunächst in der Produktentwicklung in München, seit Mitte der neunziger Jahre dann in Wiesbaden. Erwähnenswert ist, dass Manfred Jungk von 1990 bis 1994 in den USA als Technical Service Manager tätig war, wo er in Plymouth, Michigan, unter anderem für den Aufbau eines schmierstofftechnischen Prüffelds verantwortlich war. In dieser Zeit konnte er auch erste Erfahrungen in der Personalführung sammeln. Mit dem Erklimmen weiterer Stufen auf der Karriereleiter bis hin zum Hauptabteilungsleiter wuchs auch die Verantwortung für immer mehr Mitarbeiter. Die dafür notwendige Menschenkenntnis und ein gewisses Maß an Durchsetzungsvermögen werden ihm sicher auch in der Position als Herausgeber einer Zeitschrift zugutekommen. Fachlich begleitete er bei Dow Corning die Entwicklung neuer reibungsmindernder Beschichtungen für die Molykote ® Produktlinie, war verantwortlich für neue Produktspezifikationen in der Automobilindustrie und leitete die Vorausentwicklung zur Einführung von perflourierten Polyethern in Windkraftanlagen. Seine wissenschaftliche Tätigkeit war geprägt durch die Entwicklung von Strategien für die universitäre Forschung und die Zusammenarbeit mit Partnerfirmen zwecks Entwicklung, Patentierung, Produktion und Vermarktung von Produkten. Insbesondere ging es dabei um die Initialisierung, Koordinierung und Implementierung von internationalen Forschungsprojekten. Durch diese Tätigkeiten und viel persönliches Engagement konnte er ein umfangreiches Netzwerk in der Branche aufbauen, das Rohstofflieferanten, Produktformulierer, Dienstleister und die wissenschaftliche Grundlagenforschung umfasst. Aktuell leitet Manfred Jungk die Firma MJ Tribology, die auf den Gebieten Industrieberatung, Betreuung von Forschungsvorhaben und Schulungen tätig ist. Er ist im Vorstand der Gesellschaft für Tribologie e.V. (GfT) und des European Lubricating Grease Institute (ELGI) sowie „Fellow“ der Society of Tribology and Lubrication Engineers (STLE). Sie, liebe Leser und Autoren, dürfen davon ausgehen, dass Manfred Jungk mit großem Engagement an seine neue Aufgabe herangehen wird und die Zeitschrift mit neuen Ideen in eine gesicherte Zukunft führen wird. Ich meine, dass sich Verlag und Redaktion der Zeitschrift keinen besseren Herausgeber für die „Tribologie und Schmierungstechnik“ wünschen können. Ihr Thomas Gradt Begrüßung 7 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Begrüßung Manfred Jungk wird neuer Herausgeber der Zeitschrift „Tribologie und Schmierungstechnik“ T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 7 schaffen, mithilfe dessen bereits mehrere Einflussfaktoren identifiziert werden konnten. Bisher werden in diesem Modell noch keine Verschleißpartikel berücksichtigt. Da diese aufgrund ihrer abrasiven Wirkung beispielsweise mit 59,4 % die Hauptursache für Verschleiß an den Kurbelwellenlagern von Dieselmotoren [4] sind, müssen die Partikel im tribologischen Kontakt berücksichtigt werden. Ziel dieser Arbeit ist folglich die Entwicklung eines Mikroreibungsmodells, mithilfe dessen der Einfluss von Verschleißpartikeln auf das Reibungsverhalten untersucht werden kann. Aufgrund der geringeren Komplexität wird hierfür auf Basis des oben genannten Modells zuerst ein Trockenreibungsmodell entwickelt und in einem weiteren Schritt um das Fluid zur Betrachtung von Mischreibung erweitert. Die Berechnungen und Modelle basieren auf der Finite-Elemente-Methode und wurden mit der CAE Software ABAQUS durchgeführt. 2 Stand der Forschung Die simulationsgestützte Untersuchung von Verschleiß- und Reibungsphänomenen eröffnet neue Möglichkeiten Aus Wissenschaft und Forschung 8 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0001 1 Einleitung Um dem Klimawandel und der globalen Erderwärmung entgegenzuwirken, werden immer geringere CO 2 - Grenzwerte für PKWs festgelegt. Ab 2021 darf ein neu zugelassener PKW voraussichtlich nur noch durchschnittlich 95 g CO 2 / km ausstoßen [2]. Neben der Entwicklung neuer Konzepte wie der Hybridisierung des Antriebsstranges oder der Start-Stopp Technologie bietet die Reduktion von Reibung enormes Optimierungspotential, um hocheffiziente Antriebssysteme zu entwickeln. Um die Reibung in den Maschinenelementen zu untersuchen und genau zu verstehen, muss auch die Oberflächenrauheit berücksichtigt werden. Da experimentelle Versuche auf der Mikroebene nur sehr limitiert und aufwendig verfügbar sind, müssen numerische Modelle entwickelt werden, um die komplexen Einflussfaktoren auf die Reibung zu untersuchen. Mit der Entwicklung des Mischreibungsmodells auf der Mikroebene von Lorentz und Albers [1], das zuletzt von Reichert et al. [3] erweitert wurde, wurde ein Analysetool ge- Numerische Untersuchung des Einflusses von Verschleißpartikeln auf das Reibungsverhalten Louis Schreyer* Ziel dieser Arbeit ist die Entwicklung eines Mischreibungsmodells, um den Einfluss von Verschleißpartikeln auf das Reibungsverhalten in geschmierten tribologischen Kontakten zu untersuchen. Das Modell basiert auf dem von Lorentz und Albers [1] entwickelten Mischreibungsmodell. Mithilfe des Modells ist es möglich Abrasivverschleiß in Form von Mikropflügen abzubilden und den globalen Reibungskoeffizienten zu bestimmen. Weiterhin wurde ein Trockenreibungsmodell aufgebaut, um die einzelnen Anteile der Verschleißpartikel an der Gesamtnormal- und Gesamttangentialkraft zu bestimmen. Schlüsselwörter Finite-Elemente-Methode (FEM); Mikroreibung (-smodell); Verschleißpartikel; Verschleißpartikelbewegung; Reibungsverhalten The aim of this work is to develop a mixed lubrication model, to investigate the influence of wear particles on the friction behavior in mixed lubricated contacts. The model is based on the mixed-lubrication model of Lorentz and Albers [1]. With this model, abrasive wear can be modelled and the global friction coefficient can be determined. In addition, a non-lubricated Model was developed, to determine the percental share of the wear particles of the total normal and tangential force. Keywords Finite-element-method (FEM), micro friction model, wear particles, wear particle motion, friction behavior Kurzfassung Abstract * Louis Schreyer, B. Sc., Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-4468-8367 Masterstudent am Karlsruher Institut für Technologie (KIT), IPEK - Institut für Produktentwicklung, 76131 Karlsruhe Eingereicht: Datum Nach Begutachtung angenommen: Datum Review? T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 8 Einflussfaktoren und physikalische Vorgänge auf der Mikroebene genauer zu untersuchen. Durch leistungsstarke Rechner und ausgereifte Softwaretools werden die Rechenzeiten verkürzt, was die Modellierung von kleinen Verschleißpartikeln im Reibkontakt erlaubt. Bereits Podra und Andersson [5] entwickelten ein zweidimensionales FE-Modell basierend auf dem Verschleißgesetz von Archard, um den Gleitverschleiß eines Stift-Scheibe Tribometers zu berechnen. Plastische Verformungen und Reibungseinflüsse auf die Kontaktdruckverteilung werden allerdings vernachlässigt. Ideal elastisch-plastisches Materialverhalten wurde von Teoh et al. [6] bei der Simulation eines künstlichen Hüftgelenks berücksichtigt, welches von Bevill et al. [7] um Kriechen erweitert wurde. Cantizano et al. [8] gelang es mit einem Verschleißatlas zusätzlich zu abrasivem Verschleiß, Verschleiß durch tribochemische Reaktionen simulativ abzubilden. Da mit den aufgeführten Modellen die maximal modellierbare Verschleißtiefe von der Kantenlänge der Oberflächenelemente abhängig ist, war der Berechnungszeitraum durch die Elementgröße limitiert. Hegadekatte et al. [9] umgingen dieses Problem durch eine Neuvernetzung der Reibpartner, sobald die Verschleißtiefe einen bestimmten Anteil der Elementkantenlänge übersteigt. Bei dieser Berechnungsmethode wurden ideal glatte Oberflächen betrachtet. Um den Einfluss von Verschleißpartikeln bei Mischreibung untersuchen zu können, muss eine Fluid-Struktur- Kopplung (FSI) zwischen dem Fluid und den Festkörpern und dem Fluid und den Verschleißpartikeln implementiert werden. Durch die Entwicklung des „Arbitrary Lagrangian-Eulerian“ Algorithmus steht eine Methode zur Verfügung, um Fluide zu berücksichtigen. Albers et al. [10] untersuchten diese Methode auf ihre Eignung zur Simulation von Mischreibungssystemen und kamen zu dem Schluss, dass die Methode ungeeignet ist. Dies rührt daher, dass keine großen Topographieänderungen der Kontaktfläche abgebildet werden können und dadurch keine tangentialen Verschiebungen. Sie verwiesen dabei auf die „Coupled-Eulerian-Lagrangian“ (CEL) Methode und entwickelten mithilfe dieser in darauffolgenden Arbeiten [11, 12, 13, 14] ein Mischreibungsmodell auf der Mikroskala. Dieses Modell wurde zuerst von Lorentz et al. [1] und später von Reichert et al. [3] weiterentwickelt und um Verschleiß erweitert. Numerische Modelle zur Untersuchung des Partikeleinflusses in tribologischen Systemen, bei denen die Partikel zwischen Grund- und Gegenkörper eingeschlossen sind, wurden bisher nicht entwickelt. Im Gegensatz dazu wurden bereits zahlreiche numerische Untersuchungen von Erosivverschleiß durchgeführt. ElTogby et al. [15] entwickelten ein achsensymmetrisches FE-Modell in Abaqus/ Explicit zur Simulation von erosivem Verschleiß durch harte, runde Partikel. Wang und Yang [16] erweiterten dieses Modell und erhöhten die Anzahl der Partikeleinschläge auf 100, um die Genauigkeit der Simulation sicherzustellen. Die Mechanismen bei der Materialentfernung wurden erstmals von Takaffoli und Papini [17] untersucht. Sie erstellten ein zweidimensionales FE-Modell in LS-DYNA, das den Aufprall eines rhombenförmigen Partikels, der vorwärts beziehungsweise rückwärts rotierte, auf eine Kupferplatte simuliert. Azimian et al. [18] überführten das Modell ins dreidimensionale und berücksichtigten zudem Schockwelleneffekte durch Implementierung der Mie- Grüneisen Zustandsgleichung. In den genannten Modellen wurde bisher von kugelförmigen und rhombenförmigen Partikelformen ausgegangen. Experimentelle Untersuchungen weisen jedoch darauf hin, dass unterschiedliche Partikelformen unterschiedliche Erosionsmechanismen hervorrufen können. Liu et al. [19] untersuchten aus diesem Grund zusätzlich zu den genannten Partikelformen noch Dodekaeder (Zwölfflächner) und Ikosaeder (Zwanzigflächner). Verschleißpartikel in realen technischen Systemen weißen jedoch viel komplexere Strukturen auf, weshalb Pellegrin und Stachowiak [20] eine Methode entwickelten, die zufällige Polyeder erzeugt. Hierfür wurde ein würfelförmiger Flächenkörper mithilfe zufällig generierten Ebenen beschnitten. 3 Eigener Ansatz Als Grundlage für die Arbeit dient das Mischreibungsmodell nach Reichert et al. [3]. Dieses Modell wurde um Verschleißpartikel mit unterschiedlichen Abmaßen erweitert, wodurch deren Einfluss gezielt untersucht werden kann. Wie bereits in der Einleitung erwähnt, wurde zuerst ein trockenlaufendes Mikromodell aufgebaut, welches in einem weiteren Schritt um das Fluid erweitert wurde. Aufgrund des besseren Verständnisses wird der Aufbau des Referenzmodells kurz beschrieben und im Anschluss die Implementierung der Verschleißpartikel detailliert dargestellt. 3.1 Modellaufbau Mischreibungsmodell Das Modell besteht aus einem Grund- und Gegenkörper, zwischen denen sich ein Fluid befindet (siehe Bild 1). Mithilfe eines Weißlichtinterferometers wird eine reale Oberfläche optisch abgetastet, mit einem Matlab-Code in einen digitalen Volumenkörper transformiert und in die FE-Software ABAQUS implementiert. Der dadurch erhaltene Körper bildet sowohl den Grundals auch den Gegenkörper. Aufgrund der Rechenzeit wurden beide Körper im Vergleich zum Referenzmodell auf die Abmaße von 50 x 50 x 28 µm reduziert. Bei der großen Anzahl an Parametervariationen und Modellanpassungen ist eine geringe Rechenzeit zwingend erforderlich. Aus Wissenschaft und Forschung 9 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0001 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 9 gen aufgeprägt, wodurch ihre Bewegungen nur durch die Kontaktbedingungen mit Grund- und Gegenkörper oder untereinander erzwungen werden. 3.2 Kontaktbedingungen Zur Identifikation der Kontaktbedingungen und -interaktionen wurde eine Systemanalyse mithilfe des Contact and Channel Approach (C&C 2 -A) [21] durchgeführt. Der Ansatz unterstützt den Ingenieur dabei die Funktionen eines technischen Systems zu identifizieren und diese mit der Gestalt zu verknüpfen. Im konkreten Anwendungsfall dieser Arbeit konnten mithilfe des Ansatzes die relevanten Kontaktinteraktionen und die in den daraus resultierenden Wirkflächenpaaren (WFP) notwendigen Kontakteigenschaften systematisch abgeleitet werden und mithilfe des dabei entstandenen C&C 2 -Modells nachvollziehbar visualisiert und dokumentiert werden. Bild 3 zeigt das hierbei entstandene C&C 2 -Modell für Mischreibung. Das C&C 2 -Modell des Trockenreibungsmodells ist hier nicht abgebildet, da es sich nur um die WFP mit dem Fluid vom Mischreibungsmodell unterschiedet. Die Kontakteigenschaften sind äquivalent zu denen im Mischreibungsmodell. Die Verschleißpartikel können WFP mit Grund- und Gegenkörper und dem Fluid bilden. Zudem kann es zu Interaktionen zwischen den einzelnen Partikeln kommen. In tangentialer Richtung wird die Kontaktbedingung in den Fest-Partikel- WFP und den Partikel-Partikel-WFP über das Coulombsche Reibungsgesetz mit einem konstanten Reibwert von µ = 0,1 modelliert. Für die Fest-Fest-WFP wird eine kritische Scherspannung definiert, ab der Grund- und Gegenkörper aneinander abgleiten. In Normalenrichtung wird für alle Kontakte der „hard contact“ definiert. Dabei werden erst ab einer Kontaktöffnung von null Normalkräfte übertragen. Bei einer größeren Kontaktöffnung wird noch keine Kraft übertragen. Aufgrund der geringen Abmaße der Partikel kann es dazu kommen, Aus Wissenschaft und Forschung 10 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0001 Der Grundkörper ist fest eingespannt, wohingegen dem Gegenkörper definierte Verschiebungsrandbedingungen aufgeprägt werden. In einem ersten Schritt wird der Gegenkörper zugestellt, wodurch eine definierte konstante mittlere Flächenpressung eingestellt wird. Damit die aus der Zustellung resultierende Fluiddrucküberhöhung abgebaut werden kann, folgt nach der Zustellung eine kurze Ruhephase. Daraufhin wird der Gegenkörper geschwindigkeitsgesteuert beschleunigt und dann mit konstanter Geschwindigkeit relativ zum Grundkörper verschoben. Dem Fluid wird durch die Implementierung eines Einlassdrucks p in und eines Auslassdrucks p out eine Strömungsrichtung vorgegeben. Um Leckage zu vermeiden ist die Geschwindigkeit an den seitlichen Begrenzungen des Fluids in z-Richtung und auf der Ober- und Unterseite des Fluids in y-Richtung auf null gesetzt. Das Referenzmodell wurde um sechs Verschleißpartikel mit unterschiedlichen Kantenlängen erweitert, die gleichmäßig im Schmierspalt angeordnet sind (siehe Bild 2). Diese werden durch würfel- und quaderförmige Geometrien modelliert. Die Kantenlängen variieren zwischen 0,5 µm und 5 µm. Es wird angenommen, dass die Verschleißpartikel eine sehr viel größere Härte und Festigkeit als Grund- und Gegenkörper aufweisen. Diese Annahme ermöglicht es, die Partikel als unverformbar zu modellieren, wodurch die Rechenzeit reduziert wird. Den Verschleißpartikeln werden keine Randbedingun- Bild 1: Modellaufbau des Mischreibungsmodells Bild 2: Ausschnitt des Grundkörpers auf dem die Verschleißpartikel angeordnet sind Bild 3: C&C 2 -Modell des Mischreibungsmodells T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 10 dass aufgrund einer zu geringen Vernetzungsqualität der Kontaktpartner der Kontakt nicht, beziehungsweise nur unzureichend, initiiert wird. Vor diesem Hintergrund und der Tatsache, dass aufgrund der vielen Kontaktinteraktionen im Modell eine geringe Rechenzeit zwingend notwendig ist, wurde eine Konvergenzstudie an einem vereinfachten Modell durchgeführt. Dieses bestand aus nur einem Partikel und glatten Oberflächen des Grund- und Gegenkörpers. Als Konvergenzkriterium wurde die Kontaktfläche zwischen dem Partikel und dem Grundkörper definiert. Grund- und Gegenkörper wurden mit C3D8R Elementen und die Partikel mit R3D4 Elementen vernetzt. Es hat sich gezeigt, dass eine sehr feine Diskretisierung mit einer Elementkantenlänge von 0,25 µm im Kontaktbereich nötig ist, um den Kontakt mit den Partikeln und die damit einhergehenden Verformungen des Grund- und Gegenkörpers abbilden zu können. Diese feine Diskretisierung konnte jedoch nur im Trockenreibungsmodell verwendet werden, da es beim Mischreibungsmodell unter Verwendung dieser Elementkantenlänge zu physikalisch nicht möglichen Verformungsgeschwindigkeiten der Fluiddomäne kam. Dieses Problem konnte auf Kosten der Genauigkeit durch eine Erhöhung der Elementkantenlänge des Grund- und Gegenkörpers auf 0,5 µm im Mischreibungsmodell behoben werden. Zur weiteren Erhöhung der Stabilität des Mischreibungsmodells musste die „General Contact“ Methode für alle Kontaktinteraktionen verwendet werden und nicht wie im Trockenreibungsmodell die „Surface-to-Surface“ Methode. Nachteil dieser Umstellung war, dass nun nicht mehr jede einzelne Kontaktinteraktion ausgewertet werden konnte, sondern lediglich die gesamte Oberfläche. Dementsprechend ist es bisher nur im Trockenreibungsmodell möglich die einzelnen Anteile der Verschleißpartikel an der Gesamtnormal- und Gesamttangentialkraft zu analysieren. In den Fluid-Partikel-WFP und den Fluid-Fest-WFP im Schmierspalt wird eine „no-slip“ Bedingung implementiert. Bei dieser Kontaktbedingung ist die Relativgeschwindigkeit des Fluids an den Partikeln und den Festkörpern null. Um zu verhindern, dass Fluid ins Innere der Verschleißpartikel eindringt und darin eingeschlossen wird, wird für diese WFP ebenfalls die „hard contact“ Methode implementiert. 4 Ergebnisse Im Folgenden sind die Simulationsergebnisse der beiden Modelle aufgeführt. Zuerst wird der Einfluss der Verschleißpartikel auf den globalen Reibwert im trockenlaufenden und geschmierten Kontakt untersucht. Dieser berechnet sich aus der Summe der Tangentialkräfte im Kontaktbereich dividiert durch die Summe der Normalkräfte im Kontaktbereich. Im Trockenreibungsmodell werden zusätzlich die Anteile der verschiedenen Partikel an der Gesamtnormal- und Gesamttangentialkraft analysiert. Im Mischreibungsmodell ist dies aufgrund der oben beschriebenen geänderten Kontaktbedingung bisher nicht möglich. Die Simulationsergebnisse der Verschleißpartikelbewegung und der Fluiddruck in einer Schnittebene in Verschiebungsrichtung werden zu diskreten Zeitpunkten der Simulation zusammengefasst. Die Zeitpunkte wurden so gewählt, dass die Kontaktinteraktionen in den verschiedenen WFP untersucht werden können. 4.1 Zeitlicher Verlauf des Reibungskoeffizienten In Bild 4 sind die globalen Reibwerte des Trockenreibungs- und des Mischreibungsmodells dargestellt. Zusätzlich ist der Reibwert µ fest-fest , der sich aus den Kontaktkräften in den Fest-Fest-WFP des Trockenreibungsmodells ergibt, dargestellt. Der Reibungskoeffizient µ trocken des Trockenreibungsmodells steigt bis zum Ende der Simulation an und erreicht somit kein konstantes Reibwertniveau. Im Gegensatz dazu erreicht der Reibwert µ fest-fest der Fest-Fest- WFP schon nach kurzer Zeit ein konstantes Niveau. Demnach muss der erhöhte globale Reibungskoeffizient von den Verschleißpartikeln verursacht werden. Der globale Reibwert des Mischreibungsmodells µ misch steigt bis circa t = 8 µs an und oszilliert dann um einen bestimmten Mittelwert, wodurch sich ein stationärer Zustand einstellt. Der Reibwert ist wie erwartet geringer als der globale Reibwert des Trockenreibungsmodells. Das liegt vor allem daran, dass durch p in und p out im Schmierspalt ein definierter Fluiddruck vorgegeben wird, der in den Fluid-Fest-WFP an Grund- und Gegenkörper übertragen wird. Die Analyse der Anteile der Verschleißpartikel an der Gesamtnormal- und Gesamttangentialkraft bestätigt die Aus Wissenschaft und Forschung 11 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0001 Bild 4: Verlauf der Reibungskoeffizienten T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 11 netzungsqualität zwischen Misch- und Trockenreibungsmodell liegen, oder an den zusätzlichen Fluid-Partikel-WFP im Mischreibungsmodell. Aufgrund der geringeren Vernetzungsqualität im Mischreibungsmodell wird der Kontakt in den Fest-Fest-WFP mit Partikel 4 (Kantenlänge 0,5µm) nicht zufriedenstellend initiiert und es kommt zur Durchdringung der Seitenflächen durch den Grundkörper. Bei den Fluid-Partikel-WFP dieses Partikels gibt es ebenfalls eine Durchdringung. 4.3 Fluiddruck zu diskreten Zeitpunkten Abschließend wird der Kontakt in den Fluid-Partikel- WFP untersucht. Da die Verschleißpartikel als Schalenelemente modelliert sind, besteht die Gefahr, dass durch einen nicht erzeugten Kontakt Fluid ins Innere der Verschleißkörper gelangt und darin eingeschlossen wird. Aus Wissenschaft und Forschung 12 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0001 Erwartung, dass die prozentualen Anteile mit steigender Partikelgröße ebenfalls steigen (vgl. Bild 5). Zudem besitzen sie einen deutlich größeren Anteil an der Gesamttangentialkraft als an der Gesamtnormalkraft. Hierdurch lässt sich der erhöhte globale Reibwert erklären. 4.2 Verschleißpartikelbewegung zu diskreten Zeitpunkten In den Fest-Partikel-WFP der beiden Modelle kommt es zu Gleit- und Kippbewegungen der Verschleißpartikel, die zu großen Kontaktdrücken in den Fest-Partikel-WFP und starken plastischen Verformungen des Grund- und Gegenkörpers führen. In Bild 6 sind die Verschleißpartikelbewegungen zu diskreten Zeitpunkten des Trockenreibungsmodells (T) und des Mischreibungsmodells (M) dargestellt. Visualisiert ist die plastisch äquivalente Verformung (PEEQ) des Grundkörpers. Im Gegensatz zum quaderförmigen Verschleißpartikel tendieren die würfelförmigen Verschleißpartikel dazu früher zwischen Grund- und Gegenkörper abzukippen. Das liegt vor allem daran, dass die würfelförmigen Verschleißpartikel aufgrund ihrer Geometrie eine geringere Widerstandskraft gegen Rotationsbewegungen besitzen als quaderförmige Partikel. Zwischen Partikel 3 und 6 (vgl. Bild 6) kommt es in beiden Modellen während der Verschiebung zur Bildung eines Partikel-Partikel-WFP, welches initial noch nicht vorhanden war. Die Partikelbewegung nach der Kontaktinitiierung unterscheiden sich jedoch zwischen Trocken- und Mischreibungsmodell. Dies kann zum einen an der unterschiedlichen Ver- Bild 5: Gemittelte Anteile der Verschleißpartikel an der Gesamtnormal- und Gesamttangentialkraft im Trockenreibungsmodell Bild 6: Verschleißpartikelbewegung zu diskreten Zeitpunkten T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 12 Da dem Fluid durch Einlassdruck p in und Auslassdruck p out ein Systemdruck aufgeprägt wurde, müssen in den Fluid-Partikel-WFP Druckkräfte über den gesamten Verschiebungszeitraum übertragen werden. In Bild 7 ist exemplarisch an Partikel 2 (Kantenlänge 2,5µm) gezeigt, dass in den Fluid-Partikel-WFP Druckkräfte des Schmierstoffs vorherrschen und eine Kraftübertragung stattfindet. Bei geringer Spaltdicke zwischen Partikel und Grundkörper beziehungsweise Gegenkörper kann es bei einer Kippbewegung der Verschleißpartikel passieren, dass aufgrund der Vernetzungsqualität der Fluiddomäne diese Bereiche nicht mit Fluid gefüllt sind. Das hat zur Folge, dass das Fluid-Partikel-WFP in diesen Bereichen nicht genau abgebildet wird. 5 Zusammenfassung und Ausblick Die vorliegenden Ergebnisse haben gezeigt, dass Verschleißpartikel einen deutlichen Einfluss auf das Reibungsverhalten tribologischer Systeme aufweisen. Dies liegt vor allem an dem großen Anteil an der Gesamttangentialkraft im Vergleich zum geringen Anteil an der Gesamtnormalkraft. Als Haupteinflussfaktor konnte neben der Partikelgröße die lokale Spaltweite identifiziert werden, welche ein Indikator für die plastischen Verformungen des Grund- und Gegenkörpers durch das Eindrücken der Partikel darstellt. Die Verschleißpartikel gleiten und kippen zwischen Grund- und Gegenkörper während der Verschiebung ab. Während würfelförmige Partikel dazu neigen Kippbewegungen auszuführen, neigt der quaderförmige Partikel dazu zwischen Grund- und Gegenkörper abzugleiten. Trotz gleicher Randbedingungen kommt es im Mischreibungsmodell zu unterschiedlichen Bewegungen der Verschleißpartikel im Vergleich zum Trockenreibungsmodell. Dieses Verhalten lässt sich nur teilweise durch die zusätzlichen WFP mit dem Fluid erklären, weshalb in weiteren Arbeiten der Einfluss der Vernetzungsqualität auf die Partikelbewegung genauer untersucht werden muss. Diese Arbeit liefert zahlreiche Möglichkeiten für Folgeuntersuchungen wie zum Beispiel die Untersuchung des Einflusses der Verschleißpartikel auf den Reibwert für verschiedene Materialien, unterschiedlich wärmebehandelte Werkstoffe oder unterschiedliche Oberflächenrauheiten. Des Weiteren sollte der Einfluss von komplexen, asymmetrische Partikelformen auf das Reibungsverhalten untersucht werden. Hierfür kann die Arbeit von Pellegrin und Stachowiak [20] als Modellierungsgrundlage dienen. 6 Danksagung Der Autor bedankt sich bei der Deutschen Forschungsgemeinschaft für die finanzielle Unterstützung im Rahmen des Schwerpunktprogramms „SPP1551 - Ressourceneffiziente Konstruktionselemente“ mit dem Thema „Optimierung von Tribosystemen durch gezielte Vorwegnahme des Einlaufs in der spanenden Endbearbeitung am Beispiel von Gleitlagerungen“, indem diese Bachelorarbeit entstanden ist. Ein besonderer Dank gilt meinem Betreuer Herrn Univ.- Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Albert Albers. Weiterhin möchte ich meinem Co-Betreuer Herrn Dipl.-Ing. Stefan Reichert danken, der mir in zahlreichen gemeinsamen Diskussionen stets Rede und Antwort stand und mit seinen Anregungen zum erfolgreichen Gelingen dieser Arbeit beigetragen hat. Literatur [1] Lorentz, B.; Albers, A. (2013): A numerical model for mixed lubrication taking into account surface topography, tangential adhesion effects and plastic deformations. In: Tribology International 59, S. 259-266. DOI: 10.1016/ j.triboint.2012.08.023. Aus Wissenschaft und Forschung 13 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0001 Bild 7: Fluiddruck zu diskreten Zeitpunkten T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 13 [12] Albers, A.; Lorentz, B. (2010): A numerical approach to investigate mixed friction systems in the micro scale by means of the coupled Eulerian-Lagrangian method. In: H.-T. Mammen (Hg.): ASIM-Treffen STS/ GMMS 2010: Workshop der ASIM/ GI-Fachgruppe Simulation technischer System (STS) sowie Grundlagen und Methoden in Modellbildung und Simulation (GMMS)m. Ulm. [13] Albers, A.; Lorentz, B. (2010): Numerical investigations of mixed lubricated systems taking into account surface roughness. In: Reibung, Schmierung und Verschleiß - Forschung und praktische Anwendungen. 51. Tribologie- Fachtagung. Göttingen. [14] Albers, A.; Lorentz, B. (2011): A finite element model for investigating the surface roughness‘ influence on mixed lubricated contacts. In: Reibung, Schmierung und Verschleiß. Forschung und praktische Anwendungen. Göttingen. [15] ElTobgy, M. S.; Ng, E.; Elbestawi, M. A. (2005): Finite element modeling of erosive wear. In: International Journal of Machine Tools and Manufacture 45 (11), S. 1337- 1346. DOI: 10.1016/ j.ijmachtools.2005.01.007. [16] Wang, Y.-F.; Yang, Z.-G. (2008): Finite element model of erosive wear on ductile and brittle materials. In: Wear 265 (5-6), S. 871-878. DOI: 10.1016/ j.wear.2008.01.014. [17] Takaffoli, M.; Papini, M. (2009): Finite element analysis of single impacts of angular particles on ductile targets. In: Wear 267 (1-4), S. 144-151. DOI: 10.1016/ j. wear.2008.10.004. [18] Azimian, M.; Schmitt, P.; Bart, H.-J. (2015): Numerical investigation of single and multi impacts of angular particles on ductile surfaces. In: Wear 342-343, S. 252-261. DOI: 10.1016/ j.wear.2015.08.022. [19] Liu, Z. G.; Wan, S.; Nguyen, V. B.; Zhang, Y. W. (2014): A numerical study on the effect of particle shape on the erosion of ductile materials. In: Wear 313 (1-2), S. 135- 142. DOI: 10.1016/ j.wear.2014.03.005. [20] Pellegrin, D. V. de; Stachowiak, G. W. (2005): Simulation of three-dimensional abrasive particles. In: Wear 258 (1-4), S. 208-216. DOI: 10.1016/ j.wear.2004.09.040. [21] Matthiesen, S.; Grauberger, P.; Sturm, C.; Steck, M. (2018): From Reality to Simulation - Using C&C 2 -Approach to Support the Modelling of a Dynamic System. In: Procedia CIRP Volume 70, S. 475 - 480. DOI: 10.1016/ j.procir.2018.03.039 Aus Wissenschaft und Forschung 14 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0001 [2] Europäisches Parlament (2014): Begrenzung der CO 2 - Emissionen von Pkw. Wisdorff, Armin, presse-DE@europarl.europa.eu. Online verfügbar unter http: / / www. europarl.europa.eu/ news/ de/ pressroom/ 20140221IPR36626/ begrenzung-der-co2-emissionen-von-pkw, zuletzt geprüft am 27.07.2017. [3] Reichert, S.; Lorentz, B.; Albers, A. (2016): Influence of flattening of rough surface profiles on the friction behaviour of mixed lubricated contacts. In: Tribology International 93, S. 614-619. DOI: 10.1016/ j.triboint.2015.01.003. [4] Vencl, A.; Rac, A. (2014): Diesel engine crankshaft journal bearings failures. Case study. In: Engineering Failure Analysis 44, S. 217-228. DOI: 10.1016/ j.engfailanal.2014.05.014. [5] Podra, P.; Andersson, S. (1999): Simulating sliding wear with finite element method. In: Tribology International 32 (2), S. 71-81. DOI: 10.1016/ S0301-679X(99)00012- 2. [6] Teoh, S.H; Chan, W.H; Thampuran, R. (2002): An elastoplastic finite element model for polyethylene wear in total hip arthroplasty. In: Journal of biomechanics 35 (3), S. 323-330. DOI: 10.1016/ S0021-9290(01)00215-9. [7] Bevill, S. L.; Bevill, G. R.; Penmetsa, J. R.; Petrella, A. J.; Rullkoetter, P. J. (2005): Finite element simulation of early creep and wear in total hip arthroplasty. In: Journal of biomechanics 38 (12), S. 2365-2374. DOI: 10.1016/ j.jbiomech.2004.10.022. [8] Cantizano, A.; Carnicero, A.; Zavarise, G. (2002): Numerical simulation of wear-mechanism maps. In: Computational Materials Science 25 (1-2), S. 54-60. DOI: 10.1016/ S0927-0256(02)00249-5. [9] Hegadekatte, V.; Huber, N.; Kraft, O. (2004): Finite element based simulation of dry sliding wear. In: Modelling Simul. Mater. Sci. Eng. 13 (1), S. 57-75. DOI: 10.1088/ 0965-0393/ 13/ 1/ 005. [10] Albers, A.; Lorentz, B.; Nowicki, L. (2010): Numerical investigations in mixed friction systems. In: The International Journal of Multiphysics 4 (1), S. 83-94. DOI: 10.1260/ 1750-9548.4.1.83. [11] Albers, A.; Lorentz, B. (2010): A Numerical Approach to Investigate Mixed Friction Systems in the Micro Scale. In: Proceedings of the ASME 10th Biennial Conference on Engineering Systems Design and Analysis. Istanbul, Türkei. T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 14 Aus Wissenschaft und Forschung 15 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0002 Tribologisches Verhalten amorpher Kohlenstoffschichten auf Metallen für die Knie-Totalendoprothetik Benedict Rothammer, Tim Weikert, Stephan Tremmel, Sandro Wartzack* Der häufigste Grund für einen Implantatausfall stellt Verschleiß dar, da dieser vor allem zu einer aseptischen Lockerung des Implantats führt. Deshalb sollen in dieser Studie die polymeren Verschleißpartikel des Inlays durch den Einsatz tribologisch wirksamer Kohlenstoffschichten (DLC, diamond-like carbon) auf Implantatoberflächen reduziert und dadurch der Abrasivverschleiß minimiert werden. Daher wurden amorphe Kohlenstoffschichten auf Ti6Al4V (3.7165; 39 ± 2 HRC) und CoNi35Cr20Mo10 (2.4999; 47 ± 1 HRC) abgeschieden. Bei den abgeschiedenen Schichten handelt es sich um je eine reine (a-C: H), siliziumoxid- (a-C: H: SiO) und titandotierte (a-C: H: Ti) wasserstoffhaltige amorphe Kohlenstoffschicht. Der Fokus dieses Beitrags liegt auf einem Screening der Schichten bezüglich der Verschleißerscheinungsformen. Darauf aufbauend sollen mittelfristig wirkende Verschleißmechanismen identifiziert werden, um anschließend verschleißreduzierende Schichtsysteme ableiten zu können. Die tribologische Wirksamkeit der Kohlenstoffschichtsysteme lässt sich insbesondere durch eine hohe Haftung auf dem Grundwerkstoff begünstigen, sodass ein weiteres Augenmerk auf der mechanischen Untersuchung der Schichthaftung liegt. Die un- und beschichteten Proben wurden gegenüber medizinischem Polyethylen-Ultra High Molecular Weight (PE-UHMW, 1401; HB = 33 N/ mm 2 ) in einem Ring Scheibe-Versuch getestet. Als Schmierstoff kam fetales Rinderserum (FBS) zum Einsatz. Die Verschleißpartikel sind in der Regel faser- oder partikelförmig ausgeprägt und weisen mindestens eine Größe von 33,8 µm auf. Dieser Wert ist oberhalb des kritischen Werts von 0,1 µm, unterhalb dessen bereits bei kleinem Abriebvolumen erhöhte makrozytäre Reaktionen ausgelöst werden. Dadurch wird das Risiko einer Osteolyse und ferner einer aseptischen Lockerung begünstigt. Ein Grund für die Abweichung der Partikelgrößen liegt in den unterschiedlichen in-vitro Versuchsaufbauten (Tribometer, Kniesimulator) und dem in-vivo eingesetzten Gelenkersatzes begründet. Generell sollte das Verschleißvolumen für Partikel in einer Größenordnung von 0,2…0,6 µm gering gehalten werden. Schlüsselwörter Diamantähnlicher amorpher Kohlenstoff (DLC), Knie- Totalendoprothese, Ring-Scheibe-Versuch, Verschleiß The most common reason for an implant failure is wear, since this leads mainly to an aseptic loosening of the implant. Therefore, the aim of this study is to reduce polymeric wear debris of the inlay by using tribologically effective amorphous carbon coatings (DLC, diamond-like carbon) and thus to minimize abrasive wear. For this reason, amorphous carbon coatings were deposited on Ti6Al4V (3.7165; 39 ± 2 HRC) and CoNi35Cr20Mo10 (2.4999; 47 ± 1 HRC). The applied coatings are pure (a-C: H), silicon oxide- (a-C: H: SiO) and titanium-doped (a-C: H: Ti) amorphous carbon coatings containing hydrogen. Initially, the focus is on a screening with regard to the forms of wear. Based on this, wear mechanisms are to be identified in the medium term in order to deduce wear-reducing coating systems. The tribological effectiveness of the carbon coating systems can be favored in particular by a high adhesion on the substrate, so that further attention is paid to the mechanical investigation of adhesion. Subsequently, uncoated and coated samples were tested against medical polyethylene-ultra high molecular weight (PE-UHMW, 1401; HB = 33 N/ mm 2 ) in a ring-on-disc test lubricated with fetal bovine serum (FBS). The wear particles are usually fibrous or particulate and have a size of at least 33.8 µm. This value is above the critical value of 0.1 µm, below which increased macrocytic reactions are triggered even with a small abrasion volume, and thus promote the risk of osteolysis and aseptic loosening. A reason for the discrepancy of the particle sizes arises from the different in-vitro test setups (tribometer, knee simulator) and the in-vivo used joint replacement. In general, the wear volume should be kept low for particles in the order of 0.2...0.6 µm. Keywords diamond-like carbon (DLC), total knee arthroplasty, ring-on-disc-test, wear Kurzfassung Abstract * Benedict Rothammer, M.Sc.; Tim Weikert, M.Sc.; Dr.-Ing. Stephan Tremmel; Professor Dr.-Ing. Sandro Wartzack Lehrstuhl für Konstruktionstechnik, Friedrich-Alexander- Universität Erlangen-Nürnberg (FAU), 91058 Erlangen T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 15 duzierung der Verschleißmasse von 78,3 % durch Kohlenstoffschichten auf CoCrMo gegen PE-UHMW (W m = -0,150 mg) im Vergleich zur unbeschichteten Materialpaarung (W m = -0,690 mg) nachgewiesen. Daher wird im Rahmen dieses Beitrags das tribologische Verhalten verschiedener amorpher Kohlenstoffschichten untersucht. Es werden eine reine a-C: H-Schicht wegen ihrer hohen Verschleißbeständigkeit und Biokompatibilität, eine a-C: H: Ti-Schicht wegen ihrer vergleichsweise hohen Duktilität und eine a-C: H: SiO- Schicht wegen ihres Potentials als Andockstelle für medizinische Wirkstoffe. Zunächst erfolgt eine mechanische Charakterisierung der Schichten, die insbesondere die Haftung fokussiert. Anschließend werden Ring-Scheibe-Versuche durchgeführt, welche eine Analyse des tribologischen Verhaltens der Schichten im flächigen Gleitkontakt erlauben. 2 Materialien und Methoden 2.1 Proben und Beschichtung Als Substrate werden Ringe und Scheiben aus CoNi35Cr20Mo10 (CoNiCr), Ti6Al4V und PE-UHMW genutzt. Alle Substrate erfahren einen identischen, dreistufigen Polierprozess (Poliermaschine ATM Saphir 550/ Rubin 520). Hierbei werden Diamantsuspensionen mit sinkenden Korngrößen von 9 µm, 3 µm und 1 µm sowie einem wasserbasierten Lubrikanten verwendet. Tabelle 1 zeigt die Maße der genutzten Proben für die mechanischen und tribologischen Untersuchungen sowie deren Makrohärte und Rauheit vor und nach dem Polieren. Die nach dem Polieren erzielten Oberflächengüten entsprechen nach [7] weitgehend denen realer Implantatoberflächen. Aus Wissenschaft und Forschung 16 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0002 1 Einleitung Das Kniegelenk stellt eines der höchstbelasteten Gelenke des Menschen dar. Für das Versagen eines natürlichen Kniegelenks können zu 96 % Gonarthrosen (Gelenkverschleiß) verantwortlich gemacht werden, welche die Implantation eines künstlichen Gelenkes erfordern [1]. Dadurch soll die Gelenkfunktionalität verbessert und dem Patienten ein schmerzfreies, mobileres Leben ermöglicht werden. Der häufigste Grund für eine Revisionsoperation ist implantatseitiger Verschleiß, da dieser durch Osteolyseprozesse zu einer aseptischen Lockerung des Implantats führt [2]. Die aseptische Lockerung wird durch verschiedene Faktoren bedingt, wobei von den Implantatmaterialien abgetragene Verschleißpartikel [2] nach aktuellem Kenntnisstand in hohem Maße mitverantwortlich gemacht werden können [1]. Der Einsatz tribologisch wirksamer amorpher Kohlenstoffschichten (DLC-Schichten, DLC = diamond-like carbon) auf den Implantatoberflächen bietet einige Vorteile [3], insbesondere einen erhöhten Verschleißwiderstand. Zwar zeigen laut E SCUDEIRO [4] Paarungen aus Ti6Al4V/ a-C: H gegen PE-UHMW keine nennenswerte Verschleißreduzierung gegenüber einer Paarung aus CoCrMo/ PE-UHMW, die eine Verschleißrate von k ≈ 2,6 ∙ 10 -6 mm 3 / Nm aufweist. Diese mittels Tribometerversuch ermittelte Verschleißrate korreliert mit einer klinisch gewonnen Verschleißrate von Implantaten k ≈ 10 -6 mm 3 / Nm, die in einem vereinfachten Verschleißsimulator durchgeführt wurden [4]. Allerdings kann durch eine Beschichtung der Substrate die Härte, somit der Widerstand gegen Abrasion, sowie die Korrosionsbeständigkeit, gerade auf CoCrMo-Substraten verbessert werden [5]. In [6] wurde an einem vereinfachten Kniesimulator bei geringem Versuchsumfang eine statistisch signifikante Re- CoNiCr Ti6Al4V PE-UHMW Scheibe: Durchmesser × Höhe in mm 25 × 8,3 25 × 8,3 25 × 8,3 Ring: Innen- × Außendurchmesser × Höhe in mm 15 × 20 × 8,3 15 × 20 × 8,3 - Makrohärte in HRC/ HB in N/ mm 2 47 ± 1 HRC 39 ± 2 HRC 33 N/ mm 2 Rauheit R a, mechanisch unbehandelt in µm 0,392 0,357 1,796 Rauheit R a, mechanisch vorbehandelt in µm 0,033 0,041 0,042 Tabelle 1: Implantologische Substrate, Probenabmessungen, Makrohärte und Rauheit Unmittelbar vor der Chargierung in der Beschichtungsanlage werden die metallischen Proben in einem Ultraschallbad mit Isopropanol und Aceton für je 10 Minuten gereinigt. Die abgeschiedenen Schichten zeigt Bild 1 schematisch. Der eigentlichen Schichtabscheidung in einer physikalischen (PVD)/ plasmaaktivierten chemischen (PACVD) Dampfphasenabscheidungs-Beschichtungsanlage (H-O-T TT 300 K4) geht ein Argon- Ionen-Plasmaätzen voran, um feinste Ver- Bild 1: Schematische Darstellung der eingesetzten wasserstoffhaltigen amorphen Kohlenstoffschichtsysteme HB 0,392 ± 0,040 0,033 ± 0,002 0,357 ± 0,037 0,041 ± 0,004 1,796 ± 0,091 0,042 ± 0,002 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 16 Aus Wissenschaft und Forschung 17 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0002 Kontaktpaarung und Beanspruchungskollektiv Grundkörper PE-UHMW-Scheibe Gegenkörper Ti6Al4V-Ring: a-C: H CoNiCr-Ring: a-C: H Ti6Al4V-Ring: a-C: H: Ti CoNiCr-Ring: a-C: H: Ti Ti6Al4V-Ring: a-C: H: SiO CoNiCr-Ring: a-C: H: SiO Zwischenmedium 0,4…0,6 ml FBS als Tröpfchen mittels Spritze aufgebracht Bewegungsmodus rotatorisch, kontinuierlich Normalkraft 800 N ( 6,56 MPa) Gleitgeschwindigkeit 0,05 m/ s Gleitweg 200 m ( 1,5 d Lastzyklen eines Kniegelenks) Tabelle 3: Prüfparameter im Ring-Scheibe-Versuch (n = 2) Schichtsystem t/ s U bias / V ϕ(Ar)/ sccm* ϕ(C 2 H 2 )/ sccm* P Ti / W ϕ(HMDSO)/ sccm* WC/ a-C: H 5 143 450 100 250 - - WC/ a-C: H: Ti 13 585 100 180 28 1 200 a-C: H: SiO 4 586 450 100 200 - 10 *1 sccm ≈ 0,0168875 ! "# $% & Tabelle 2: Prozessparameter der untersuchten amorphen Kohlenstoffschichten Bild 2: Schematischer Aufbau (a) und Versuchsanordnung (b) des Tribometers unreinigungen, Gasmoleküle und Oxidschichten zu entfernen. Die durch Magnetronsputtern hergestellte Wolframcarbid (WC)-Zwischenschicht in Bild 1 wird zur Verbesserung der Haftung von a-C: H- und a-C: H: Ti-Schichten ergänzt. Zur weiteren Schichtanbindung dient ein Kohlenstoffgradient, der von reinem WC zu einer a- C: H: W-Schicht mittels steigendem Ethin (C 2 H 2 )-Gasfluss und sinkender WC-Kathodenleistung übergeht. Die an die Substrate angelegte negative Vorspannung (Bias) beträgt 50 V und der Argonfluss 195 sccm. Zur Abscheidung der Funktionsschicht auf den Substraten dienen je nach Schichtsystem PACVD für a-C: H und a-C: H: SiO sowie reaktive PVD für a-C: H: Ti. Die Abscheidedauer t wurde so gewählt, dass jeweils eine Schichtdicke von 1…2 µm zu erwarten ist. Tabelle 2 zeigt die wesentlichen Prozessparameter, wie die negative Substratvorspannung Ubias, Argonfluss ϕ(Ar), Ethingasfluss ϕ (C 2 H 2 ), Ti-Kathodenleistung P Ti und HMDSO-Gasfluss ϕ(HMDSO). 2.2 Charakterisierungsverfahren Nach erfolgter Beschichtung wird die Oberflächenbeschaffenheit mittels Tastschnittverfahren gemäß DIN EN ISO 4288 [8] untersucht. Die Schichtdicke lässt sich durch das Kalottenschleifverfahren nach DIN EN ISO 26423 [9] bestimmen. Die Schichthaftung auf dem jeweiligen Substrat wird qualitativ mit der Rockwell- Eindringprüfung nach DIN 4856 [10] und quantitativ mittels Ritztests nach DIN EN ISO 20502 [11] bewertet. Die Härte und Elastizität der Proben werden nach DIN EN ISO 14577 [12] mittels Mikrohärteprüfung bestimmt. 2.3 Tribologische Untersuchungen Das tribologische Verhalten der Schichten gegen PE-UHMW wurde in einem Ring-Scheibe-Tribometer (Bild 2) untersucht. Jede Probe wurde unter den in Tabelle 3 aufgeführten Bedingungen, die sich an den realen Beanspruchungen im Knie [13] orientieren, getestet. Da in der vorliegenden Untersuchung die Flüssigkeit nur als Tröpfchen auf die Probenoberfläche aufgebracht wurde, konnten die geschmierten Versuche nicht unter Körpertemperatur, sondern lediglich unter Raumtemperatur stattfinden. 200 m g T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 17 Aus Wissenschaft und Forschung 18 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0002 Bei diesem Versuchsaufbau rotierte der Ring gegen die stillstehende Kunststoffscheibe. Die Oberfläche der PE-UHMW-Scheibe wurde mit fetalem Kälberserum (FBS), als Ersatzsynovialflüssigkeit, benetzt. Durch kontinuierliches Messen der Wegänderung zwischen den Kontaktpartnern konnte der kombinierte lineare Verschleißbetrag in-situ ermittelt werden. Als Referenzen dienten unbeschichtete Metall/ Kunststoff-Paarungen. Mittels Laserrastermikroskopie (LSM) konnten die Proben auf Verschleißerscheinungsformen hin untersucht werden. 3 Ergebnisse und Diskussion 3.1 Schichttopographie, Schichtdicke und Rauheit Bild 3 zeigt lichtmikroskopische Aufnahmen repräsentativer Schichtoberflächen vor der tribologischen Beanspruchung. Es sind zahlreiche, unterschiedlich große Schichtdefekte, wie Poren, zu beobachten. Dieses Erscheinungsbild der beschichteten Oberfläche stellt sich nach [14] und [15] typischerweise für metallhaltige Kohlenstoffschichten ein. Hierbei bildet ein Ti- oder WC-Nanopartikel, eingebettet in der Kohlenwasserstoffmatrix, den initialen Schichtdefekt. Einen ähnlichen Einfluss zeigen Makropartikel, die sich während der Schichtabscheidung nicht vollständig vermeiden lassen. Die stängelkristalline WC-Mikrostruktur kann weitere Defekte induzieren. Bild 4 fasst Rauheit und Schichtdicke zusammen. Die in Bild 4 gezeigten Rauheitswerte sind für die CoNiCr-Substrate geringer als für die Ti6Al4V-Substrate. Dies kann auf die niedrigere Rauheit der CoNiCr-Substrate nach dem Polierprozess zurückgeführt werden. Die Rauheit nimmt für alle Schichtsysteme gegenüber der Referenz zu, wobei die Rauheitszunahme auf CoNiCr-Substraten geringer ausfällt als auf Ti6Al4V-Substraten. Die unterschiedlichen Rauheitskennwerte der Schichten können mit der voneinander abweichenden Oberflächenbeschaffenheit von CoNiCr und Ti6Al4V begründet werden. Nach der Beschichtung ergibt sich somit ein Bereich von R a , CoNiCr = 0,040…0,068 µm und R a , Ti6Al4V = 0,052…0,071 µm. Dabei ist die Rauheitszunahme von der Ausgangsrauheit R a, CoNiCr = 0,033 µm beim a-C: H-Schichtsystem mit R a = 0,040 µm relativ gering im Vergleich zu den anderen Schichtsystemen, was auf die reine PACVD und das einfach aufgebaute Reaktivgas Ethin zurückzuführen ist. Die Schichtdicken liegen im Intervall von 1,3…2,2 µm auf CoNiCr und im Bereich von 1,2…1,8 µm auf Ti6Al4V. Generell kann abgeleitet werden, dass aus steigender Schichtdicke eine Rauheitszunahme resultiert. Im vorliegenden Fall wird die Rauheit der Schicht nicht durch nachträgliches Polieren reduziert. Der Rauheits- Bild 3: Lichtmikroskopische Aufnahmen der beschichteten Oberfläche Bild 4: Arithmetische Mittelwerte sowie Standardabweichung von Rauheit (a) und Schichtdicke (b) T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 18 einfluss auf das tribologische Verhalten muss in einer folgenden Untersuchung evaluiert werden. 3.2 Schichthaftung, Schichthärte und Schichtelastizität Die Einteilung der Schichthaftung nach DIN 4856 erfolgt in sechs Haftfestigkeitsklassen HF, wobei für viele industrielle Anwendungen HF 1 bis HF 4 als zulässig und HF 5 bis HF 6 als unzulässig empfohlen werden [10]. Alle Schichtsysteme zeigen unabhängig vom Substrat und für jeweils fünf Einzelmessungen eine ausreichende Haftung von < HF 4. Die Schichten auf Ti6Al4V zeigen grundsätzlich eine bessere Haftung ≈ HF 2 als auf CoNiCr ≈ HF 3,5. So haftet a-C: H auf CoNiCr mit HF 3,5 weniger gut als auf Ti6Al4V mit HF 2. Tangential zu den mittels Rockwell-A-Verfahren erzeugten Eindrücken entsteht ein großflächiges Rissnetzwerk in den Schichten auf CoNiCr (Bild 5). Dabei erfolgt eine plastische Verformung des Schichtsystems was sich in kohäsivem Schichtversagen äußert. mittelt werden, der die Schichtperforierung innerhalb der Ritzspur angibt. Der L c1 -Wert, der die erste Rissbildung am Rand der Ritzspur anzeigt [11], lässt sich bei keiner Schicht bis zu einer Ritzlast von 4 N unter üblicher Vergrößerung zuverlässig detektieren (Bild 6 a). Daher wird der L c2 -Wert, der durch erste Schichtabplatzungen am Rand der Ritzspur definiert wird [11], zur Quantifizierung der Haftung herangezogen. Aus Bild 6 b) folgt, dass sich für die abgeschiedenen Schichten mittlere L c2 -Normalkräfte von minimal 5,8 ± 0,5 N bis maximal 13,9 ± 2,6 N ergeben. Im Gegensatz zur Haftung nach Rockwell zeigen die Schichten auf CoNiCr eine im Mittel um 40 % bessere Haftung als auf Ti6Al4V, was mit der geringeren Substratrauheit und der höheren Substrathärte von CoNiCr gegenüber Ti6Al4V begründet werden kann. Die konträren Ergebnisse der Haftung lassen sich nach [16] darauf zurückführen, dass die schädigungsrelevante Beanspruchung beim Ritztest direkt unterhalb des Indenters und bei wesentlich geringeren Normalkräften als in der Rockwell- Eindringprüfung erfolgt. Weiterhin weist die a-C: H: Ti- Schicht trotz höchster Schichtdicke die beste Haftung auf. Ein Grund hierfür kann an der metallischen Dotierung liegen, wodurch die Duktilität des Schichtsystems erhöht wird. Die a-C: H-Schicht zeigt eine bessere Haftung als die a-C: H: SiO-Schicht. Dies deutet darauf hin, dass durch die gesputterte WC-Zwischenschicht eine bessere Schichthaftung realisiert werden kann. Die erzielten L c2 -Kräfte sind mit den Ergebnissen von E SCUDEIRO [4] vergleichbar, wobei in [4] eine a-C: H-Schicht mit Ti/ TiN/ TiCN-Zwischenschichten auf CoNiCr appliziert wird. Die Diskrepanz der Haftung aus der Rockwell-Eindringprüfung und dem Ritztest könnte durch eine Modifikation der Haftungsuntersuchung aufgelöst werden, etwa durch Prüfung nach dem Rockwell-D- oder -C-Verfahren. Es ist in weiteren Arbeiten zu untersuchen, inwieweit eine solche Maßnahme zweckmäßig ist. Aus den Untersuchungen der Schichthaftung und den nachfolgenden Tribometerversuchen geht hervor, dass die Schichten eine völlig aus- Aus Wissenschaft und Forschung 19 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0002 Bild 5: Rockwell-A-Eindrücke in WC/ a-C: H auf Ti6Al4V (a) und CoNiCr (b) Bild 6: L cx -Schadensbilder (a) und resultierende kritische Normalkräfte L c2 aus dem Ritztest (b) Weiterhin gilt es die qualitative Haftungsbewertung anhand von kritischen Normalkräften aus dem Ritztest zu validieren. Eine eindeutige Trennung der kritischen Normalkräfte kann nur durch eine Reduzierung der genormten Maximalkraft von 100 N auf 80 N gewährleistet werden. Trotz der Kraftreduzierung kann der L c3 -Wert er- T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 19 µ = 0,18…0,20 höhere Reibungszahlen als das unbeschichtete CoNiCr-Substrat mit µ = 0,17. Tendenziell zeigt sich, dass Kohlenstoffschichten, zumindest auf Ti6Al4V, das Reibungsverhalten positiv beeinflussen können und es auf CoNiCr offenbar nicht wesentlich verschlechtern. Die WC/ a-C: H-Schicht auf CoNiCr weist als einziges Schichtsystem eine annähernd vergleichbare Reibungszahl wie das unbeschichtete CoNiCr-Substrat auf. Ein Grund für die Reibungszunahme kann mit der beschichtungsbedingten Aufrauhung und den Schichtdefektstellen begründet werden, welche zu mechanischem Verhaken der Rauheitsberge führen und reibungserhöhend wirken. Der Mechanismus der Aufrauhung kann im Allgemeinen für die Schichtsysteme auf CoNiCr übertragen werden. Bei den Schichtsystemen auf Ti6Al4V lässt sich ein gegenteiliges Reibungsverhalten beobachten. Demnach zeigen die Schichten mit µ = 0,17…0,18 geringfügig niedrigere Reibungszahlen im Vergleich zum unbeschichteten Ti6Al4V-Substrat mit µ = 0,18. Dieses Phänomen kann mit dem Kristallgitter von Titan begründet werden, da es aufgrund seiner hexagonal-dichtesten Packung lediglich über drei Gleitebenen verfügt und sich somit negativ auf das Reibungsverhalten auswirkt. Ein Grund für die hohe Streuung der WC/ a-C: H-Schicht auf Ti6Al4V konnte bislang nicht identifiziert werden. Die erhöhte Rauheit von Ti6Al4V gepaart mit dessen mäßigen Gleiteigenschaften gegenüber unbeschichtem CoNiCr spiegelt sich in einem schlechteren Reibungsverhalten wider. Der negative Einfluss der Rauheitszunahme auf die Reibung kann durch die besonders günstigen H IT / E IT -Verhältnisse der Schichten auf Ti6Al4V ausgeglichen werden. Demnach werden die Rauheitsspitzen während der tribologischen Beanspruchung elastisch verformt, wodurch das mechanische Verhaken und dadurch die Reibung reduziert werden. Die a-C: H- Schicht weist ein gutes Reibungsverhalten auf, was mit ihrem inerten Charakter zu begründen ist. 3.3.2 Verschleiß Bei den unbeschichteten Referenzversuchen gegen PE-UHMW werden keine potentiellen tribochemisch gebildeten Transferschichten auf dem Kunststoff beobachtet. Dagegen bildet sich vor allem bei WC/ a-C: H ei- Aus Wissenschaft und Forschung 20 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0002 reichende Haftung zum Substrat aufweisen. Jedoch gilt es die Schichthaftung zu verbessern, um die in [18] gestellten Anforderungen zu erfüllen und somit das Risiko einer schichtbedingten Explantation von Endoprothesen zu vermeiden. Tabelle 4 zeigt die Härte und Elastizität der verschiedenen Schichtsysteme (n = 10). Die Kohlenstoffschichten verfügen demnach über Eindringhärten zwischen 10,8 und 22,7 GPa, welche deutlich höher sind als die Eindringhärten der Substrate. Das H IT / E IT -Verhältnis dient als ein Indikator für die Streckgrenze und ist maßgeblich für die mechanisch-tribologische Beanspruchbarkeit von Dünnschichtsystemen [16]. Alle Schichten weisen auf Ti6Al4V gegenüber CoNiCr ein günstigeres H IT / E IT - Verhältnis auf. Dies deutet auf eine hohe Elastizität und Streckgrenze der Schichtsysteme hin. 3.3 Reibung und Verschleiß im Ring-Scheibe-Versuch 3.3.1 Reibung Die Reibungszahlen der getesteten Gleitpaarungen liegen zwischen 0,17…0,20. Bild 7 stellt den arithmetischen Mittelwert der Reibungszahl für die drei Schichtsysteme auf beiden Substraten und für die unbeschichteten Referenzsubstrate jeweils gegen PE-UHMW dar. Dabei zeigen alle Schichten auf CoNiCr mit g Bezeichnungen Eindringhärte H IT / GPa Vickershärte HV (H IT ) Martenshärte HM 0,01/ 20/ 0/ GPa Eindringmodul E IT / GPa H IT / E IT CoNiCr/ WC/ a-C: H 22,7 ± 1,4 2143,6 ± 131,2 9,3 ± 0,4 162,7 ± 8,7 0,140 Ti6Al4V/ WC/ a-C: H 20,2 ± 1,0 1910,6 ± 93,8 7,8 ± 0,2 129,9 ± 2,8 0,156 CoNiCr/ WC/ a-C: H: Ti 11,9 ± 1,0 1122,3 ± 91,0 5,2 ± 0,4 89,5 ± 9,1 0,133 Ti6Al4V/ WC/ a-C: H: Ti 10,8 ± 0,7 1024,6 ± 65,9 4,6 ± 0,1 75,9 ± 2,4 0,142 CoNiCr/ a-C: H: SiO 15,8 ± 0,5 1496,3 ± 44,9 6,8 ± 0,2 118,0 ± 5,1 0,134 Ti6Al4V/ a-C: H: SiO 15,3 ± 1,0 1442,1 ± 91,6 6,1 ± 0,3 100,1 ± 4,3 0,153 CoNiCr 6,5 ± 0,2 617,2 ± 18,3 4,9 ± 0,1 242,7 ± 4,6 0,027 Ti6Al4V 3,8 ± 0,1 353,2 ± 7,4 2,8 ± 0,1 104,8 ± 4,9 0,036 Tabelle 4: Härte, Eindringmodul und H IT / E IT -Verhältnis der Schichtvarianten sowie der Substrate Bild 7: Arithmetische Mittelwerte sowie Standardabweichung der Reibungszahlen T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 20 ne Transferschicht auf der PE-UHMW-Scheibe aus, vergleiche Bild 8 a). Diese entsteht während der tribologischen Beanspruchung und fungiert als eine Art Festschmierstoff [16]. Auf den Ringen befinden sich einzelne Partikel und Fasern aus PE-UHMW. Der geringste Verschleiß resultiert aus den mit a-C: H: SiO-beschichteten Ringen. Auffällig ist, dass unabhängig vom Gegenkörper auf den meisten PE-UHMW-Scheiben Materialaufwerfungen und faserartige Späne am Rand der Reibungsspur auftreten, was auf eine erhöhte Kantenpressung und das viskoelastische Verhalten von PE-UHMW zurückzuführen ist. Bei einigen Scheiben befinden sich Risse und Aufwerfungen auch inmitten der Verschleißspur. Diese Phänomene können eine Folge von Reibungswärme während der tribologischen Beanspruchung sein, zumal von P RITCHETT in [17] eine Temperaturerhöhung von bis zu 9 °C im bewegten, künstlichen Kniegelenk gemessen wurden. Zusätzlich erfolgt während des Versuchs eine hohe plastische Deformation der weichen PE-UHMW-Scheiben. Teilweise zeigen diese Späne eine bräunliche Verfärbung. Vereinzelte Scheiben weisen farblose oder bräunliche, getrocknete FBS- Tropfen auf. Die Verschleißspur der Scheiben, die mit a-C: H: SiO-beschichteten Ringen im tribologischen Kontakt standen, sind glatt und ohne faserige Aufwerfungen am Rand. In Bild 8 b) wird der lineare Verschleißbetrag W l gezeigt, der nach einer initialen Deformation der PE-UHMW-Scheibe über die letzten 50 m des Gleitwegs gemittelt wird.Durch den Einsatz von a-C: H und a-C: H: SiO wird der Verschleiß gegenüber den unbeschichteten Gleitpaarungen um bis zu 57 % (für Ti6Al4V/ a-C: H) reduziert. Die a-C: H: Ti-Schicht auf CoNiCr weist einen ähnlichen und auf Ti6Al4V einen erhöhten linearen Verschleißbetrag im Vergleich zu den jeweils unbeschichteten Referenzen auf. Dies kann wiederum auf die schlechten Gleiteigenschaften von Titan und die erhöhten Schichtdefekte auf a-C: H: Ti zurückgeführt werden. Weiterhin ist ersichtlich, dass die a-C: H- und a-C: H: SiO-Schichten unabhängig vom Substrat ni e d rig e r e lin e a r e Ve r s c hl e iß b e tr ä g e e r zi e l e n . Ti6Al4V/ WC/ a-C: H zeigt den geringsten Verschleißbetrag mit W l = 47,5 ± 9,7 µm. a-C: H: Ti oder a-C: H: SiO führen auf Ti6Al4V zu einem höheren Verschleißbetrag als auf CoNiCr. Diese Beobachtung wird durch E SCU- DEIRO et al. [4] bestätigt. Die a-C: H-Schicht ist aufgrund ihres inerten Charakters und ihres günstigen H IT / E IT -Verhältnisses zur Verschleißreduzierung geeignet. Gerade für a-C: H auf Ti6Al4V wirkt sich das H IT / E IT -Verhältnis stärker als die zugehörige Rauheitszunahme von R a = 0,041 µm auf 0,052 µm auf das Verschleißverhalten aus. Analog kann durch a-C: H auf CoNiCr der Verschleiß gegenüber den unbeschichteten Substraten reduziert werden. Für a-C: H: SiO ergeben sich für beide verwendete Substrate vergleichbare lineare Verschleißbeträge. So kann für die eingesetzten Schichten abgeleitet werden, dass ein geringeres H IT/ E IT -Verhältnis durch eine niedrigere Rauheit auf CoNiCr beziehungsweise eine höhere Rauheit durch ein größeres H IT / E IT -Verhältnis auf Ti6Al4V ausgeglichen werden kann. Dies deutet darauf hin, dass sich neben chemisch-morphologischen Schichteigenschaften der Einfluss des H IT / E IT -Verhältnisses und der Rauheit merklich auf das Verschleißverhalten auswirken. Für die Schichtsysteme auf Ti6Al4V zeigt sich, dass sich ein hohes Verhältnis von H IT / E IT zu R a, Schicht günstig auf das Verschleißverhalten auswirkt. Dies trifft auch für die CoNiCr- Substrate weitgehend - bis auf WC/ a-C: H - zu. Eine Voraussetzung für diesen Zusammenhang stellen defektarme Oberflächen, wie die von a-C: H- und a-C: H: SiO-Schichten, dar. Tendenziell verschleißt die weichere PE-UHMW-Scheibe stärker als der härtere, beschichtete Ring. Im Folgenden werden die Verschleißerscheinungsformen mittels LSM untersucht und resultierenden Verschleißmechanismen zugeordnet. Um schichtspezifischen Verschleiß zu unterscheiden, werden die Verschleißpartikel jeder Versuchspaa- Aus Wissenschaft und Forschung 21 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0002 Bild 8: Fotoaufnahmen der Proben nach den Tribometerversuchen (a) und arithmetische Mittelwerte und Standardabweichung des linearen Verschleißbetrags (b) T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 21 Tabelle 5 zeigt die Anzahl der repräsentativen, gemessenen Verschleißpartikel und gibt einen Überblick zu den durchschnittlichen Faser- und Partikellängen. Die in Tabelle 5 untersuchten Verschleißpartikel stellen eine Auswahl dar, wobei pro Materialkombination die Verschleißspur des Rings und der zugehörigen Scheibe untersucht werden. Hierbei erfolgt die Zählung repräsentativer, gesichteter Partikel. Außerdem ist anzumerken, dass durch die geschmierten Versuche ein Partikel oftmals nicht eindeutig als PE-UHMW-Anhäufung oder lediglich als getrocknetes Schmiermedium zu identifizieren ist. Es werden insgesamt 32 Partikel und 22 Fasern gemessen. Der kleinste gemessene, splitterförmige Partikel auf PE-UHMW gegen Ti6Al4V/ a-C: H: SiO ist 34 µm lang. Dagegen hat der größte gemessene, faserförmige Verschleißpartikel eine Länge von 1 502 µm auf PE-UHMW im Kontakt mit Ti6Al4V/ a-C: H: Ti. Tabelle 5 ist zu entnehmen, dass die Mittelwerte bei beinahe allen Versuchen etwa in der gleichen Größenordnung liegen. Eine abweichende Tendenz zeigt sich für a-C: H: SiO, da die gemessenen Partikelgrößen < 205 µm sind. Insgesamt liegen die gemessenen Partikelgrößen deutlich über dem von B ANKSTON in [19] als unkritisch Aus Wissenschaft und Forschung 22 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0002 rung hinsichtlich ihrer Anzahl und geometrischen Abmessung analysiert. Tribologisch induzierte Werkstoffveränderungen in der beanspruchten Grenzschicht führen zu Verschleiß. Diese werden durch reibungsbedingte Temperaturerhöhung, Einlaufverhalten, Rauheit und unterschiedliche mechanische Eigenschaften des Kunststoffs und der beschichteten Substrate wie die Härte hervorgerufen. Poren und niedermolekulare Polymeranteile aus Adhäsionsvorgängen begünstigen Ermüdungsvorgänge. Bild 9 stellt für die durchgeführten Versuche repräsentative Oberflächenveränderungen am Beispiel von a-C: H gegen PE-UHMW dar. Dabei werden typische LSM-Aufnahmen durch 3d-Höhenprofile für a-C: H beschichtete Ringe und unbeschichtete Scheiben ergänzt. Bild 9 zeigt Risse und partikelförmige Verschleißerscheinungsformen, die auf Adhäsivverschleiß und Oberflächenzerrüttung schließen lassen. Die deutlichen Riefen, insbesondere auf den PE-UHMW-Scheiben, deuten auf Abrasivverschleiß hin. Weiterhin zeigt sich die in Bild 3 beschriebene grundlegende Oberflächentopgraphie der beschichteten Proben. Probe n Mittlere Partikelgröße in µm n Mittlere Faserlänge in µm CoNiCr 5 316 ± 184 3 508 ± 56 TiAl6V4 5 128 ± 105 2 334 ± 101 CoNiCr/ WC/ a-C: H 5 208 ± 104 3 337 ± 12 Ti6Al4V/ WC/ a-C: H 3 270 ± 314 2 661 ± 303 CoNiCr/ WC/ a-C: H: Ti 3 462 ± 307 2 429 ± 16 Ti6Al4V/ WC/ a-C: H: Ti 2 300 ± 120 4 1166 ± 431 CoNiCr/ a-C: H: SiO 5 142 ± 59 2 1031 ± 198 Ti6Al4V/ a-C: H: SiO 4 65 ± 39 4 518 ± 93 Tabelle 5: Durchschnittliche Partikel- und Faserlänge pro Versuchskombination Bild 9: LSM-Aufnahmen und entsprechende 3d-Höhenprofile der Scheiben und der Ringe aus den Tribometerversuchen: CoNiCr (oben) und Ti6Al4V (unten) mit WC/ a-C: H gegen PE-UHMW T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 22 bewerteten Intervall (0,2...0,6 µm) und über den von K RETZER in [20] beschriebenen typischen Partikelgrößen von Implantaten (0,1…0,4 μm). Ein Grund für die in ihrer Größe stark abweichenden Partikel liegt in den unterschiedlichen Versuchsaufbauten (Tribometer, Kniesimulator) begründet. 4 Zusammenfassung und Ausblick In dieser Studie wurden die mechanischen Eigenschaften und das tribologische Verhalten in Ring-Scheibe- Tribometerversuchen von a-C: H-, a-C: H: Ti- und a-C: H: SiO-Schichten auf CoNiCr- und Ti6Al4V-Substraten untersucht. Die mechanische Charakterisierung der Schichten zeigt, dass die Rauheit nach der Beschichtung für alle Schichten zunimmt und sich negativ auf das tribologische Verhalten auswirkt. Die Ergebnisse der Schichthaftung verdeutlichen, dass Kohlenstoffschichten prinzipiell auf den genannten Implantatwerkstoffen appliziert werden können und dabei eine zufriedenstellende Haftung für die Ring-Scheibe-Versuche besitzen. Die Haftung muss jedoch im Hinblick auf den späteren in-vivo Einsatz, insbesondere im Hinblick auf die real auftretenden, überlagerten Beanspruchungszustände noch deutlich verbessert werden. Die Bestimmung der Schichthaftung im Rockwell-Versuch und im Ritztest führt zu konträren Ergebnissen, welche mit den unterschiedlichen Beanspruchungszuständen und wirkenden Normalkräften der jeweiligen Prüfmethode begründet werden können. So ertragen die Schichten auf CoNiCr trotz geringerer Haftfestigkeitsklassen, höhere L c2 -Normalkräfte. Durch Beschichtung wird eine angemessen hohe Härte bei tendenziell sinkenden Eindringmoduln gegenüber den unbeschichteten Substraten erzielt, was sich auch in den höheren H IT / E IT -Verhältnissen der Kohlenstoffschichten widerspiegelt. Eine vergleichbare Härtezunahme soll durch Abscheidung einer amorphen Kohlenstoffschicht auf der PE-UHMW-Komponente eingestellt werden. Mittels Ring-Scheibe-Tribometer werden die Schichtsysteme gegenüber PE-UHMW unter Minimalmengenschmierung mit FBS getestet. Aus tribologischer Sicht stellen a-C: H und a-C: H: SiO potentielle Lösungsansätze für die Erhöhung des Verschleißwiderstands von Implantaten dar, da der lineare Verschleißbetrag gegenüber den unbeschichteten Referenzen reduziert werden konnte. Mit Hilfe von LSM konnten die Verschleißerscheinungsformen in den Verschleißspuren identifiziert werden. Demnach dominieren auf der PE-UHMW- Scheibe vor allem Abrasion und Oberflächenzerrüttung, die insbesondere durch Adhäsion der PE-UHMW- Partikel an der Oberfläche der beschichteten Ringe hervorgerufen werden. Die Größe der Verschleißpartikel liegt für die Schichten und die Referenzen über der kritischen Größe, die Osteolyse und somit die aseptische Lockerung begünstigt. Die Verschleißpartikel müssen daher in weiterführenden Versuchen am Kniesimulator erzeugt und anschließend auf ihr bio- und tribologisches Verhalten hin analysiert werden. In Folgeuntersuchungen sollen zu Zwecken der systematischen Schichtentwicklung, Grenzen für Tribometerversuche festgelegt werden, die dann im Kniesimulator und ferner im Implantat zu ausreichend kleinen Verschleißpartikeln führen, um eine unnötige biologische Aktivität zu vermeiden. In folgenden Untersuchungen soll der Fokus auf der Verbesserung der Schichthaftung liegen, um eine gut haftende amorphe Kohlenstoffschicht zu gewährleisten und haftungsbedingte Explantation zu vermeiden. Besonderes Augenmerk ist dem H IT / E IT -Verhältnis in Verbindung mit der Rauheit zu schenken. Um den auftretenden Verschleiß zu reduzieren und Einfluss auf die entstehenden Verschleißpartikel zu nehmen, bietet sich eine zusätzliche Applikation einer haftfesten Kohlenstoffschicht auf PE-UHMW an. Tribometerversuche auf Modellebene sind nach K RETZER et al. [20] unerlässlich für die Ermittlung der Verschleißrate und für das Ableiten von Verschleißmechanismen, sollen aber durch Versuche an einem anwendungsnahen Kniesimulator ergänzt werden. So können genauere Aussagen über die Partikelgrößenverteilung und deren zytologische Wirkung getroffen werden. Dadurch kann eine ganzheitliche Verschleißanalyse erfolgen. Zusätzlich soll der bislang beschreibende Charakter dieser Studie bezüglich des Verschleißes und der Verschleißpartikel durch genaue Oberflächenanalytik, wie beispielsweise energiedispersive Röntgenspektroskopie (EDX), evaluiert werden. Danksagung Die Autoren bedanken sich für die Unterstützung bei der Probencharakterisierung bei Frau S. Schödel, B.Sc. und bei Frau Dipl.-Ing. U. Wolf. Literatur [1] S EIDLITZ , C.; K LEIN , S.; KIP, M.: Weißbuch Gelenkersatz. Springer Berlin Heidelberg, 2017. [2] L OMBARDI J R , A. V.; et al.: Why knee replacements fail in 2013. Bone Joint J. Bd. 96 (2014) Nr. 11 Supple A, S. 101-104. [3] W OOD , R.J.K. (Hg.): Multifunctional materials for tribological applications. CRC Press, 2015. [4] E SCUDEIRO , A.; et al.: Tribological behavior of uncoated and DLC-coated CoCr and Ti-alloys in contact with UHMWPE and PEEK counterbodies. Tribol. Int. Bd. 89 (2015), S. 97-104. [5] S HEEJA , D.; et al.: Tribological characterisation of diamond-like carbon coatings on Co-Cr-Mo alloy for orthopaedic applications. Surf. Coat. Technol. Bd. 146 (2001), S. 410-416. [6] O NATE , J.I.; et al.: Wear reduction effect on ultra-highmolecular-weight polyethylene by application of hard coatings and ion implantation on cobalt chromium alloy, as measured in a knee wear simulation machine. Surf. Coat. Technol. Bd. 142 (2001), S. 1056-1062. Aus Wissenschaft und Forschung 23 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0002 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 23 [14] M A , G.; et al.: A study of structure and properties of Tidoped DLC film by reactive magnetron sputtering with ion implantation. Appl. Surf. Sci. Bd. 258 (2012) Nr. 7, S. 3045-3050. [15] B EWILOGUA , K.; et al.: DLC based coatings prepared by reactive d.c. magnetron sputtering. Thin Solid Films Bd. 447-448 (2004), S. 142-147. [16] H ETZNER , H.: Systematische Entwicklung amorpher Kohlenstoffschichten unter Berücksichtigung der Anforderungen der Blechmassivumformung. Dissertation, FAU Erlangen-Nürnberg, 2014. [17] P RITCHETT , J. W.: Heat generated by knee prostheses. Clinical orthopaedics and related research Bd. 442 (2006), S. 19-198. [18] R EPENNING , D.: Beschichtungen auf Implantaten. In: Ossäre Integration. Berlin Heidelberg: Springer, 2006. S. 53-61. [19] B ANKSTON , A.B.; et al.: Comparison of polyethylene wear in machined versus molded polyethylene. Clin. Orthop. Relat. R. (1995) Nr. 317, S. 37-43. [20] K RETZER , J.P.; et al.: Grundlagen zur tribologischen Analyse von Endoprothesen. Der Orthopäde Bd. 41 (2012) Nr. 10, S. 844-852. Aus Wissenschaft und Forschung 24 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0002 [7] J ABER , S.A.; et al.: On the roughness measurement on knee prostheses. Int. J. Artif. Organs Bd. 38 (2015) Nr. 1, S. 39-44. [8] DIN EN ISO 4288: Geometrische Produktspezifikation (GPS): Oberflächenbeschaffenheit. Tastschnittverfahren - Regeln und Verfahren für die Beurteilung der Oberflächenbeschaffenheit. Beuth, 1998. [9] DIN EN ISO 26423: Hochleistungskeramik - Bestimmung der Schichtdicke mit dem Kalottenschleifverfahren. Beuth, 2016. [10] DIN 4856: Kohlenstoffschichten und andere Hartstoffschichten - Rockwell-Eindringprüfung zur Bewertung der Haftung. Beuth, 2018. [11] DIN EN ISO 20502: Hochleistungskeramik - Bestimmung der Haftung von keramischen Schichten mit dem Ritztest. Beuth, 2016. [12] DIN EN ISO 14577-1: Metallische Werkstoffe - Instrumentierte Eindringprüfung zur Bestimmung der Härte und anderer Werkstoffparameter - Teil 1: Prüfverfahren. Beuth, 2015. [13] F UKUBAYASHI , T.; K UROSAWA , H.: The Contact Area and Pressure Distribution Pattern of the Knee: A Study of Normal and Osteoarthrotic Knee Joints. Acta Orthop. Scan. Bd. 51 (1980) Nr. 1-6, S. 871-879. T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 24 1 Introduction Nitrocarburising is a thermochemical process in which nitrogen and carbon are introduced into the surface of ferrous materials by diffusion. As a result, the hardness of the treated workpieces can be increased, and their wear resistance, fatigue strength and adhesion tendency can be improved [1-3], whereby the life of machine components can be considerably extended [4-7]. In addition, the formation of a compound layer on the surface of the treated material increases the corrosion resistance of the workpieces [8-10]. These nitrocarburised layers can be further post-oxidised, producing a supplementary thin iron oxide film (oxide layer) on the surface. Since this oxide layer also closes the pores in the compound layer, an additional improvement in the corrosion resistance of the components can be achieved [5, 11]. Through this post-oxidation, an improvement in the friction and anti-galling properties of dry steel contacts can also be observed [5, 12]. Figure 1 shows a typical layer structure which is formed on steel during nitrocarburising combined with post-oxidation. The diffusion layer is 200 to 500 μm thick and has a higher hardness than the base steel material. It is Aus Wissenschaft und Forschung 25 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0003 Influence of surface properties of nitrocarburised and oxidised steel on its tribological behaviour Igor Velkavrh, Florian Ausserer, Stefan Klien, Joel Voyer, Klaus Lingenhöle, Fevzi Kafexhiu, Djordje Mandrino, Bojan Podgornik, Johannes Rattenberger, Hartmuth Schröttner, Ferdinand Hofer, Alexander Diem* Nitrocarburierte Schichten können mit unterschiedlichen Verfahren und/ oder Prozessparametern erzeugt werden. So können eine Vielzahl von unterschiedlichen Schichten hergestellt werden, die sich in den mechanischen Eigenschaften, in der Oberflächenmorphologie, in der chemischen Zusammensetzung und somit auch im Reibungs- und Verschleißverhalten unter tribologischer Beanspruchung unterscheiden. In diesem Artikel werden Beispiele vorgestellt, die zeigen, wie das tribologische Verhalten von verschiedenen nitrocarburierten Schichten durch unterschiedliche Produktionsverfahren beeinflusst wird. Schlüsselwörter Nitrocarburierung, Oxidation, Oberflächencharakterisierung, Reibung, Verschleiß Nitrocarburised coatings may be produced using different processing methods and/ or process parameters, allowing a variety of possible mechanical properties, surface morphologies and chemical compositions, and thus, as a result, their friction and wear behaviour under tribological loading can be very different. In the present work, various examples are highlighted which show how the tribological behaviour of different nitrocarburised layers is affected by different coating properties. Keywords Nitrocarburising, Oxidation, Surface Characterisation, Friction, Wear Kurzfassung Abstract * DI Dr. Igor Velkavrh 1 , Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-4293-9978 DI (FH) Florian Ausserer MSc. 1 , Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-8541-3063 DI (FH) Stefan Klien 1 , Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-8727-4909 Dr. Joel Voyer 1 , Orcid-ID: http: / / orcid.org/ 0000-0002-0649-8140 DI (FH) Klaus Lingenhöle 2 , Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-7803-7151 DI Dr. Fevzi Kafexhiu 3 , Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-6848-9293 DI Dr. Djordje Mandrino 3 , Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-1402-1625 Prof. DI Dr. Bojan Podgornik 3 , Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-3224-6449 DI Dr. Johannes Rattenberger 4 , Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-9337-2465 Ing. Hartmuth Schröttner 4 , Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-5981-0890 Univ.-Prof. DI. Dr. Ferdinand Hofer 4,5 , Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-9986-2193 DI Alexander Diem 1 Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-6757-6966 1 V-Research GmbH, 6850 Dornbirn, Austria 2 Lingenhöle Technologie GmbH, 6800 Feldkirch, Austria 3 Institute of Metals and Technology, 1000 Ljubljana, Slovenia 4 Graz Centre for Electron Microscopy (ZFE), 8010 Graz, Austria 5 Institute of Electron Microscopy and Nanoanalysis (FELMI), Graz University of Technology, 8010 Graz, Austria T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 25 Furthermore, it has been found elsewhere that a thick compound layer can, due to its brittleness, increase the wear rate due to the formation of abrasive wear particles during tribological testing [2, 16, 17]. In the present work, the influence of nitrocarburising and oxidation processes on the surface properties of steel samples as well as on their tribological behaviour under dry sliding conditions is investigated. The focus is based on the nitrocarburising process and the formation of the oxide layers. 2 Experimental investigations 2.1 Nitrocarburising and post-oxidation Disc shaped untreated test samples were made of nitriding steel 1.8519 (DIN 31CrMoV9) having a surface roughness R a of 0.5 μm and a hardness of 385 ± 20 HV 0.05. Table 1 lists the process parameters of the nitrocarburising and oxidising processes applied for the production of the samples. 2.2 Materials characterisation Sample hardness was determined using a commercially available hardness tester (Tukon TM 2100B Wolpert Wilson Instruments, USA). The surface topography and its roughness parameters were measured with a laser scanning microscope (VK-X250/ 260, Keyence, Japan). The morphology of the sample surfaces was determined by a field emission scanning electron microscope (FE-SEM) (JEOL JSM-6500F, JEOL, Japan). The chemical properties of the sample surfaces were determined by Auger electron spectroscopy (AES) and X-ray photoelectron spectroscopy (XPS) (Microlab 310F, VG-Scientific, USA). Sample cross sections were prepared using the Broad Ion-Beam (BIB) method (Ilion™, Gatan Inc., USA). The BIB cross sections were analysed by field emission scanning electron microscopy (Ultra 55, Zeiss, Germany) and by energy dispersive X-ray spectroscopy, EDX (Octane Elite, EDAX AMETEK Inc., USA). 2.3 Tribological investigations The tribological investigations were carried out on a SRV®4 tribometer Aus Wissenschaft und Forschung 26 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0003 covered with a very hard compound layer having a thickness of 0.5 to 10 μm, which consists mainly of ε-nitrides (Fe 2-3 N) and γ'-nitrides (Fe 4 N) and usually possess a porous structure. The formed oxide layer on top of the compound layer typically consists of Fe 2 O 3 and/ or Fe 3 O 4 and is up to 1 μm thick. Based on the process medium used, nitrocarburising can be distinguished in plasma, gas or salt bath nitrocarburising. Depending on the process, nitrocarburised layers with similar mechanical properties can be produced, which, however, differ significantly in their chemical composition and surface morphology, which can have a significant influence on their friction and wear behaviour under tribological loading. For example, in previous studies performed by the authors it was shown that for different nitrocarburising processes or by applying different process parameters, layers with different tribological behaviours were produced [13-15]. It has been observed that the tribological behaviour of the nitrocarburised layers under specific conditions correlates well with the surface microstructure and the mechanical properties of the compound layer. Figure 1: Schematic representation of a cross section of a nitrocarburised and post-oxidised steel Process Designation Duration (h) Temperature (°C) Oxidising agent Salt bath nitrocarburising SNC 1.5 580 Oxidation solution consisting of alkali metal hydroxide, alkali metal nitrate and alkali metal carbonate Gas nitrocarburising GNC 12 540 Water vapour Plasma nitrocarburising PNC 22 540 Water vapour 30 540 Water vapour Table 1: Process parameters of the applied nitrocarburising processes T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 26 (Optimol Instruments Prüftechnik GmbH, Germany). Table 2 lists the applied experimental parameters. The wear depths on the nitrocarburised disc samples were measured after the tribological tests with a 3D confocal microscope (μSurf, NanoFocus AG, Germany). 3 Results and discussion 3.1. Topography and microstructure After the nitrocarburising process, the SNC and GNC samples had a hardness of 1310 ± 300 HV 0.05 and 1085 ± 140 HV 0.05, respectively, while for the PNC samples with different process times of 22 h and 30 h, hardness values of 1080 ± 45 HV 0.05 and 950 ± 135 HV 0.05 were measured, respectively. The R a value of the SNC samples increased to 0.9 μm, while for GNC and PNC samples the increase of roughness was less pronounced and R a values of up to 0.6 μm were measured. Figure 2 shows SEM micrographs of the nitrocarburised surfaces of SNC, GNC and PNC (22 h and 30 h) samples. On the SNC surfaces, agglomerations of iron nitride particles with a size of ~ 3 μm can be seen. Similar particle agglomerates were found on the GNC surfaces, but the iron nitride particles were smaller (~ 1 μm) and more densely distributed. The smallest iron nitride particles (< 1 μm) were found on the PNC surfaces with the shortest process time of 22 h. On the PNC surfaces with the longest process time of 30 h, iron nitride crystal clusters with a diameter of up to ~ 5 μm could be observed. Figure 3 shows SEM micrographs of the cross sections of the nitrocarburised samples. The measured compound layer thickness was 4.5 ± 0.7 μm for the SNC samples, 4.6 ± 0.1 μm for the GNC samples, 2.8 ± 0.5 μm and 7.4 Aus Wissenschaft und Forschung 27 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0003 Lubricating medium Dry (unlubricated) Atmosphere Air (relative humidity 45 to 55%) Temperature 20°C Contact geometry Cylinder / flat Contact shape Line contact Normal force 143 N Hertzian contact pressure (initial) p mean 140 MPa, p max 180 MPa Motion dynamics linear oscillating Frequency 8 Hz Stroke 4 mm Sliding velocity v mean 64 mm/ s, v max 100 mm/ s Test duration 120 min Sliding distance 460.8 m Table 2: Parameters applied for the tribological investigations. Figure 2: SEM micrographs of the nitrocarburised surfaces (a) SNC, (b) GNC, (c) PNC (22 h), (d) PNC (30 h) T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 27 ples. From Figure 4a, it can be seen that the SNC sample exhibited the lowest wear depth (~ 3 µm) of all samples tested. For GNC, a wear depth of around 15 μm was measured and for both PNC samples, the wear depth was around 40 μm. The wear on the 100Cr6 cylinder counter body showed a trend in the opposite direction. For SNC, the wear on the cylindrical counter body was ~ 70 μm, for GNC around 45 μm and for the PNC samples between 10 µm and 15 μm. For the SNC samples, the wear depth was lower than the compound layer thickness, while for the GNC and both Aus Wissenschaft und Forschung 28 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0003 ± 0.1 μm for the PNC samples (22 h and 30 h), respectively. The SNC sample showed a quite uniform thick oxide layer (> 1 μm) on top of the compound layer. On the GNC sample, a very thin (< 1 μm) and partially interrupted oxide layer could be observed. On the PCN samples (22 h and 30 h) no visually distinct oxide layer could be observed. 3.2 Friction and wear behaviour Figure 4 shows the measured wear depths and dynamic friction curves of the investigated nitrocarburised sam- Figure 3: SEM micrographs of cross sections of nitrocarburised samples: (a) SNC, (b) GNC, (c) PNC (22 h), (d) PNC (30 h) Figure 4: (a) Average wear depths and (b) dynamic friction curves of investigated nitrocarburised 1.8519 steel samples T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 28 PNC samples, it was higher than the compound layer thickness. Due to the high hardness and low adhesion of the compound layer, its presence on the steel surface can ensure very high wear resistance over long periods of operation, while its removal and the exposure of the less hard diffusion zone, can on the other hand result in an increase of the wear rate. From Figure 4b, it can be seen that the dynamic coefficients of friction of the SNC and GNC samples were between 0.8 and 0.95, which were slightly higher than for the PNC samples, for which, especially in the first half of the tests, average dynamic friction coefficients of 0.75 were measured. Figure 5 shows optical micrographs of the wear tracks present on the nitrocarburised steel samples. It can be observed that the surface of the SNC samples was only slightly smoothened and that the original machining lines are still visible after the tribological tests, while the GNC sample showed a more pronounced smoothening along with plastic deformation since the original machining lines are no longer visible. On the PNC samples, abrasive grooves oriented in the sliding direction were observed (Figures 5c and 5d) indicating that for these samples abrasive wear was the predominant wear mechanism. The dark areas on both GNC and PNC samples are actually iron oxides, as supplementary EDX analysis have revealed. These iron oxides are most likely wear particles coming from the contacting bodies which were generated during the tribological tests and finally accumulated on the friction surfaces. The low wear of the SNC samples observed previously is probably related to the porous structure of their compound layer and to the presence of large crystal clusters observed on these surfaces (Figure 2a). The valleys between the clusters could also have served as reservoirs for the abrasive particles which may promote an efficient running-in by preventing a possible three-body abrasion mechanism. However, it cannot be excluded that the low wear of SNC samples is associated with its layer structural composition, since its oxide layer is compacter and thicker (Figure 3a) as compared to other nitrocarburised samples (Figures 3b to 3d). For the GNC layers, higher abrasive wear was observed than for the SNC layers and for PNC layers, the highest abrasive wear was observed. It is assumed that the compound layer of the GNC layers was less brittle than that of the PNC layers and a correlation between the brittleness of the bonding layer and the degree of abrasive wear may exist. Namely, as reported elsewhere [2, 16], a thick compound layer can have an adverse effect on the wear behaviour. During tribological loading, the brittle compound layer may be damaged and hard abrasive particles could be formed and end up damaging the contacting surfaces. It is believed that a similar wear mechanism may have occurred for the investigated GNC and PNC samples. 3.3 Morphology of the oxide layer Figure 6 shows AES elemental concentration depth profiles for SNC, GNC and PNC (22 h and 30 h) samples. The elements C, Fe, O and N were measured Aus Wissenschaft und Forschung 29 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0003 Figure 5: Optical micrographs of wear tracks on nitrocarburised steel samples (a) SNC, (b) GNC, (c) PNC (22 h), (d) PNC (30 h). The arrows indicate the direction of movement during the tribological investigations T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 29 and the concentration values were quantified, so that for each measuring point the sum of the concentrations equals 100 at. %. From Figure 6, it can be seen that in the edge, near the surface region, i.e. within the first ~ 1 μm, the O concentration in the SNC and GNC samples was significantly higher than in both PNC samples. Inversely, the Fe concentration in the edge region Aus Wissenschaft und Forschung 30 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0003 Figure 6: AES elemental concentration depth profiles for SNC, GNC and PNC (22 h and 30 h) samples: (a) oxygen (O), (b) iron (Fe) Figure 7: XPS spectra of: (a) O 1s and (b) Fe 2p peaks for SNC, GNC and PNC (22 h and 30 h) samples Component Binding energy (eV) SNC GNC PNC (22 h) PNC (30 h) Metallic Fe 706.7 and 707.1 - - - 14% FeO 708.2 / 708.7 17% - - - Fe-Oxide* 709.2 - 709.3 - - 21% 86% Fe 3 O 4 710.2 38% - - - Fe 2 O 3 710.8 - 711.4 45% 100%** 79% - *various FeO x oxides (1 < x < 1.5) **For GNC samples, a peak at 710.8 eV was observed, which corresponds to the lower energy limit of Fe 2 O 3 . It may also be possible that this energy level is due to a combination of different Fe oxides (see footnote * above). Table 3: Ratio of various Fe bonds from the evaluation (fitting) of the XPS-measured Fe 2p spectra oxide* T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 30 was higher in both PNC samples than in SNC and GNC samples. Based on these results, it may be concluded that on the SNC and GNC samples a thicker iron oxide layer was formed than on the PNC samples, as already observed on the micrographs shown in Figure 3. Figure 7 shows XPS spectra of O 1s and Fe 2p peaks while Table 3 lists the quantification results of the corresponding peaks. The quantification of the Fe 2p peak shows that, in the SNC sample, a large number of different Fe oxides (FeO, Fe 2 O 3 and Fe 3 O 4 ) were present. It should be noted that FeO is not directly related to the oxidation process itself, but is probably a bath residue (e.g. rust). For GNC samples, a dominant peak at 710.8 eV was observed, indicating the presence of Fe 2 O 3 . For the PNC sample (22 h), predominantly Fe 2 O 3 (~ 80 %) and around 20 % of mixed oxides were found, while for the PNC sample (30 h), an accumulation of FeO x oxides (1 < x < 1.5) was observed. Figure 8 shows EDX elemental mappings of C, Fe, O and N measured on BIB cross sections, before and after Aus Wissenschaft und Forschung 31 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0003 Figure 8: EDX elemental maps of C, Fe, O, and N distributions on BIB cross sections of nitrocarburised samples before (unworn) and after (worn) tribological investigations T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 31 References [1] Mittemeijer, E. J.: Fundamentals of Nitriding and Nitrocarburizing. Dossett, J. (Ed.); Totten, G. E. (Ed.).: ASM Handbook, Volume 4A, Steel Heat Treating Fundamentals and Processes. Ohio, USA: ASM International, 2013. [2] Podgornik, B.; Vižintin, J.; Leskovšek, V.: Tribological properties of plasma and pulse plasma nitrided AISI 4140 steel. Surface & Coatings Technology, vol. 108-109, p. 454-460, 1998. DOI: 10.1016/ S0257-8972(98)00571-4 [3] Karamboiki, C.-M.; Mourlas, A.; Psyllaki, P.; Sideris, J.: Influence of microstructure on the sliding wear behavior of nitrocarburized tool steels. Wear, vol. 303, no. 1-2, p. 560-568, 2013. DOI: 10.1016/ j.wear.2013.04.002 [4] Marušić, K.; Otmačić, H.; Landek, D.; Cajner, F.; Stupnišek-Lisac, E.: Modification of carbon steel surface by the Tenifer® process of nitrocarburizing and post-oxidation. Surface and Coatings Technology, vol. 201, no. 6, p. 3415-3421, 2006. DOI: 10.1016/ j.surfcoat.2006.07.231 [5] Cajner, F.; Landek, D.; Stupnišek Lisac, E.: Improvement of properties of steels applying salt bath nitrocarburizing with post-oxidation. Materiali in tehnologije/ Materials and Technology, vol. 37, no. 6, p. 333-339, 2003. ISSN 1580-2949 [6] Zhang, J. W.; Lu, L. T.; Shiozawa, K.; Zhou, W. N.; Zhang, W. H.: Effects of nitrocarburizing on fatigue property of medium carbon steel in very high cycle regime. Materials Science and Engineering: A, vol. 528, no. 22-23, p. 7060- 7067, 2011. DOI: 10.1016/ j.msea.2011.05.029 [7] Yang, W. J.; Zhang, M; Zhao, Y. H.; Shen, M. L.; Lei, H.; Xu, L.; Xiao, J. Q.; Gong, J.; Yu, B. H.; Sun, C.: Enhancement of mechanical property and corrosion resistance of 316L stainless steels by low temperature arc plasma nitriding. Surface & Coatings Technology, vol. 298, p. 64- 72, 2016. DOI: 10.1016/ j.surfcoat.2016.04.045 [8] Alphonsa, J.; Raja, V. S.; Mukherjee, S.: Development of highly hard and corrosion resistant A286 stainless steel through plasma nitrocarburizing process. Surface & Coatings Technology, vol. 280, p. 268-276, 2015. DOI: 10.1016/ j.surfcoat.2015.09.017 [9] Alphonsa, J.; Raja, V. S.; Mukherjee, S.: Study of plasma nitriding and nitrocarburizing for higher corrosion resistance and hardness of 2205 duplex stainless steel. Corrosion Science, vol. 100, p. 121-132, 2015. DOI: 10.1016/ j.corsci.2015.07.014 [10] Basso, R. L. O.; Candal, R. J.; Figueroa, C. A.; Wisnivesky, D.; Alvarez, F.: Influence of microstructure on the corrosion behavior of nitrocarburized AISI H13 tool steel obtained by pulsed DC plasma. Surface & Coatings Technology, vol. 203, no. 10-11, p. 1293-1297, 2009. DOI: 10.1016/ j.surfcoat.2008.10.006 [11] Li, G.; Peng, Q.; Wang, J.; Li, C.; Wang, Y.; Gao, J.; Chen, S.; Shen, B.: Surface microstructure of 316L austenitic stainless steel by the salt bath nitrocarburizing and postoxidation process known as QPQ. Surface & Coatings Technology, vol. 202, no. 13, p. 2865-2870, 2008. DOI: 10.1016/ j.surfcoat.2007.10.032 Aus Wissenschaft und Forschung 32 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0003 the tribological tests, i.e. the BIB cross sections of the unworn and the worn samples are compared. Figures 8a and 8b show that the diffusion zone, the compound and the oxide layers of the SNC sample are clearly visible before and still after the tribological test. On the worn SNC surface, parts of the oxide layer are still present, which can be seen by the presence of an oxygen-rich layer on the worn samples. From Figures 8c to 8h, it can be seen that after the tribological tests, little to no oxide layers were present on the GNC and PNC (22 h and 30 h) samples, since the O content on the worn samples significantly decreased in comparison to the unworn samples. 4 Summary Based on the results presented in the present work, the following conclusions can be drawn: 1. Under applied tribological loading, SNC samples were more resistant to wear than GNC and PNC samples. 2. SNC samples differed from GNC and PNC samples in terms of the structure of their nitrocarburised layer (compound layer structure, porosity and morphology of the oxide layer). This is believed to be the reason for the better tribological behaviour of the SNC layers compared to GNC and PNC samples. 3. A correlation between the presence or properties of iron oxides (Fe 2 O 3 , Fe 3 O 4 and FeO x , where 1 < x < 1.5) and the tribological behaviour may exist. 4. The nitrocarburising time has an influence on the compound layer properties, foremost on the layer thickness and its hardness (or brittleness), which subsequently has an effect on the wear behaviour of the nitrocarburised samples. Acknowledgements The work presented herein was funded by the Austrian COMET Programme (Project XTribology, no. 849109) and carried out at the „Excellence Centre of Tribology“ (AC2T research GmbH) in cooperation with V-Research GmbH, Lingenhöle Technologie GmbH, Institute of Metals and Technology (IMT), Graz Centre for Electron Microscopy (ZFE) and Institute of Electron Microscopy and Nanoanalysis (FELMI). The project „Innovative Material Characterization“, with the project number SP2016-002-006, was supported by the Austrian Federal Ministry for Digital and Economic Affairs in the framework of the ACR - Austrian Cooperative Research - Strategic Project Program 2016. T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 32 [12] Sun, Y.: Unlubricated sliding frictional behaviour of oxide films on plasma nitrocarburised steel. Tribology International, vol. 40, no. 2, p. 208-215, 2007. DOI: 10.1016/ j.triboint.2005.09.028 [13] Badisch, E.; Trausmuth A.; Rodríguez Ripoll, M.; Diem, A.; Kunze, W.; Glück, J.; Lingenhöle, K.; Orth, P.: Influence of nitrocarburizing process parameters on the development of surface roughness and layer formation. Key Engineering Materials, vol. 674, p. 325-330, 2016. DOI: 10.4028/ www.scientific.net/ KEM.674.325 [14] Velkavrh, I.; Trausmuth, A.; Rodríguez Ripoll, M.; Kunze, W.; Glück, J.; Lingenhöle, K.; Orth, P.; Diem, A.; Badisch, E.: Damage Mechanisms of Plasma, Gas and Salt Bath Nitrocarburized Steel in Lab-Scale Sliding Test. Key Engineering Materials, vol. 674, p. 152-158, 2016. DOI: 10.4028/ www.scientific.net/ KEM.674.152 [15] Velkavrh, I.; Ausserer, F.; Klien, S.; Voyer, J.; Diem, A.; Trausmuth, A.; Rodríguez Ripoll, M.; Badisch, E.; Kunze, W.; Glück, J.; Lingenhöle, K.: Optimisation of Plasma Nitrocarburising for Reducing Wear in Dry Sliding Contacts. Key Engineering Materials, vol. 721, p. 389-393, 2016. DOI: 10.4028/ www.scientific.net/ KEM.721.389 [16] Podgornik, B.; Vižintin, J.; Leskovšek, V.: Wear properties of induction hardened, conventional plasma nitrided and pulse plasma nitrided AISI 4140 steel in dry sliding conditions. Wear, vol. 232, no. 2, p. 231-242, 1999. DOI: 10.1016/ S0043-1648(99)00151-9 [17] Karaoğlu, S.: Structural characterization and wear behavior of plasma-nitrided AISI 5140 low-alloy steel. Materials Characterization, vol. 49, no. 4, p. 349-357, 2002. DOI: 10.1016/ S1044-5803(03)00031-7 Aus Wissenschaft und Forschung 33 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0003 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 33 gen und realen Betriebsbedingungen an Maschinen herzustellen. Auf dieser Grundlage der bisher durchgeführten Studien wird in der tribologischen Literatur festgestellt, dass bei Reibung der größte Teil der dispergierten Energie, gleich der Reibungsarbeit, in Reibungswärme umgewandelt wird. Daher identifizieren vereinfachte Reibungsmodelle die Reibungsarbeit mit Reibungswärme. Folglich wird in diesen Fällen ein Teil der Schädigungsenergie, welche den Verschleiß hervorruft, vernachlässigt. Ein genauerer Ansatz berücksichtigt diese Komponenten der Bilanz. Die Auswertungsversuche mit den Kalorimetern bestimmten das Ausmaß dieses Anteils an der gesamten Reibungsarbeit von 0 bis ca. 40 % [1], [2], [3], [4], [5], [6], [7]. In Anbetracht der kleinen Aus Wissenschaft und Forschung 34 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0004 1 Einleitung Die Struktur der Energiebilanz bestimmt der Verfahren die Reibung und den Verschleiß von Feststoffen. Trennung und Charakterisierung der Komponenten dieser Bilanz ist eine sehr komplexe Aufgabe, welche noch nicht umfassend gelöst ist. Diese Komplexität macht es fast unmöglich einen Vergleich, so wie Reproduzierbarkeit von tribologischen Prozessen unter Laborbedingun- Beitrag zur kalorimetrischen Reibungswärmemessung Jan Sadowski, Leszek Sarnowicz* Der Überdeckungsgrad bei Festkörperreibung ist gewöhnlich kleiner als 1. Unter konstanten Reibungsbedingungen im kleineren Reibpaarelement treten also stationäre thermische Prozesse und im größeren - quasistationäre Prozesse auf. Bei diesen Prozessen tritt eine Änderung der inneren Energie im tribologischen System auf. Mit Hilfe eines Strömungskalorimeters, zur Messung der Reibungswärme ist es erforderlich, den stationären Wärmeaustausch zwischen der Reibpaarung und der Flüssigkeit im Kalorimeter herzustellen. Dieser Beitrag ist eine Fortsetzung und Entwicklung der theoretischen und experimentellen Analyse der Energiebilanz im Reibungsverlauf von Festkörpern [7]. Ziel der Überlegungen ist die Identifizierung und analytische Beschreibung der quasistationären thermischen Prozesse, die im Reibungspaarelement mit einer größeren Reibfläche auftreten und die Rolle der inneren Energie in der Struktur der Energiebilanz zu berücksichtigen. Das vorgeschlagene Verfahren zur Analyse der Energiebilanz Beansprucht nicht die vollständige Beschreibung der komplexen Natur des Prozesses der Reibung von Festkörper. Die theoretischen Überlegungen wurden durch Berechnungsbeispiele ergänzt, welche auf den Daten der genannten kalorimetrischen Untersuchungen [7] basieren. Schlüsselwörter Energiebilanzierung, Reibung, Verschleiß, tribologisches System, Energiedissipation Coverage of friction surfaces of solids is normally less than 1. Given constant time parameters and friction conditions, stationary thermal processes take place in the smaller element of a friction couple and quasi stationary processes occurs in the larger element. This is accompanied by changing internal energy of a tribological system. Application of a flow calorimeter to testing of friction heat requires assurance of a stabilised heat exchange between the friction couple and calorimetric fluid. This paper continues and expands the theoretical and experimental analysis of the energy balance of solids friction described in [7]. Identification and analytical description of quasi stationary thermal processes in the friction couple element with a larger friction surface and inclusion of internal energy in the structure of the energy balance are the objectives of this discussion. The method of the energy balance analysis proposed here is only an approximate description of the complex nature of the solids friction process. The theoretical discussion is supplemented with sample calculations based on data from the calorimetric testing mentioned above [7]. Keywords Balancing of energy, friction, wear, tribological system, dissipation of energy Kurzfassung Abstract * Prof. Dr.-Ing. habil. Jan Sadowski Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-6670-8384 Dr.-Ing. Leszek Sarnowicz Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-4067-2368 Technologisch Humanistische Universität Radom Mechanische Fakultät, PL-26-600 Radom T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 34 Reibung von metallischen Reibsystemen reduziert sich Anteil der Schädigungsenergie auf wenige Prozent. Die Anregung, zum schreiben dieses Artikels, waren die Ergebnisse [6], [7] der kalorimetrischen Messungen der Wärme, bei der Trockenreibung der Metalle. Ein relativ großer Teil der Reibungsarbeit, hinsichtlich des Verschleißes, wurde auf dieser Basis gefunden. In Abhängigkeit von der Temperatur der Kalorimeterflüssigkeit wurden drei Werte des Anteils der Schädigungsenergie innerhalb der Reibungsarbeit ermittelt, nämlich: 23, 28 und 44 %. In diesem Beitrag wird die Gleichung der Energiebilanz für den Reibungsprozess von Festkörpern in Form des ersten thermodynamischen Prinzips für offene Systeme zum Ausdruck gebracht. Dabei wird auf stationäre und quasistationäre Prozesse geachtet, welche kalorimetrische Betrachtung unterzogen werden. Ein stationärer Prozess im tribologischen Systemen, kann sich nur dann einstellen, wenn der Grad der Überdeckung der Reibungsfläche gleich 1 ist, wobei die Reibungsbedingungen zeitlich und räumlich konstant gehalten werden, und mit den unveränderlichen äußeren Bedingungen übereinstimmen. Quasistationäre Gleitreibungsprozesse zeichnen sich dadurch aus, dass die physikalischen Größen nur im kleinen Reibungselement stationär sind, während im zweiten Element zyklische thermische Prozesse auftreten. Im Fall von Rollreibung mit Gleitanteil, wird der quasistationäre Zustand durch energetische Veränderungen in beiden Reibungselementen gekennzeichnet. Es sind diese Wärmezyklen, welche das auftreten von Änderungen der inneren Energie des tribologischen Systems, trotz des stationären Zustands während der Energiewechselwirkungen im Reibungspaar und dessen Umgebung, bewirken. In diesem Beitrag wird versucht, Änderungen der inneren Energie in quasistationären Prozessen zu quantifizieren. Die Differenzen zwischen Wärme und Dissipationswärme zu bestimmen und schließlich den Teil der Reibarbeit zu quantifizieren, welche den tribologischen Verschleiß verursacht. Nichtstationäre Prozesse wurden in diesem Beitrag ausgeschlossen. Der theoretische Teil der Studie widmet sich der analytischen Beschreibung von thermischen und verschleißthermischen Prozessen der quasistationären Gleitreibung von Festkörpern. Der experimentelle Teil bezieht sich auf kalorimetrische Messungen der während der Reibung von Stahlproben erzeugten Wärme [6], [7]. Die Ergebnisse dieser Untersuchungen werden verwendet, um die Reibungswärmewerte zu berechnen und die Struktur der Energiebilanz auf der Grundlage des ersten Hauptsatzes der phänomenologischen Thermodynamik für offene Systeme zu quantifizieren. 2 Energiebilanz für die Reibung und den Verschleiß von Feststoffen Unter einer Reihe von Vorschlägen für die Energiebilanz, welche die Reibung von Festkörpern charakterisiert, unter anderem in den Werken [8], [9], [10] beschrieben, verdient die Gleichung, des ersten Hauptsatzes der phänomenologischen Thermodynamik für offene Systeme besondere Aufmerksamkeit. Das Prinzip ist allgemein, es bezieht sich auf jedes System von Festkörpern und auf jeden Prozess, der in ihnen und an ihren Grenzen mit der Umgebung stattfindet. Der Systemansatz erlaubt es, mehrere Energietransformationen gleichzeitig zu analysieren und berücksichtigt den Massenaustausch des Systems mit der Umgebung. Es eignet sich daher zur analytischen Beschreibung von tribologischen Prozessen und zur physikalischen Interpretation der Größen, die diese Beschreibung ausmachen. Dissipierte mechanische Energie, gleich der Reibungsarbeit A t1-2 , ruft Abfuhr der Energie als Wärme Q 1-2 vom System an die Umgebung, Zuwachs der inneren Energie des Systems ΔU und der Enthalpie ΔI, hervor. In weiteren Überlegungen wird das Reibungspaar als thermodynamisches System betrachtet. Es wird angenommen, Aus Wissenschaft und Forschung 35 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0004 Zeichen und Einheiten A. - Reibleistung [W], A t1-2 - technische Arbeit (Reibungsarbeit) [J], A dyss - Arbeit der mechanischen Dissipation [J], a dyss - spezifische Arbeit der mechanischen Dissipation [J·kg -1 ], e xR - spezifische Arbeit des Verschleißes [J·kg -1 ], i - spezifische Enthalpie der Verschleißprodukte [J·kg -1 ], ΔI - Änderung der Enthalpie [J], Δm - Verschleißmasse [kg], m. - Verschleißmassenstrom [kg·s -1 ], Q 1-2 - Wärme [J], Q - Gesamtwärme [J], Q. - Wärmestrom [W], Q dyss - Dissipationswärme [J], Q. dyss - Dissipationswärmestrom [W], t - Relaxationszeit [t], t o - Zeit eines Reibungswärmeimpulses [t], ΔU - Zuwachs der inneren Energie [J], U. - Änderung der inneren Energie [W], u c - spezifische innere Energie [J·kg -1 ], β - Verhältnis A. / Q. , η - Verhältnis A dyss / A t1-2 , 1, 2 - Index des Reibungskörpers. T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 35 (9) (10) weil (11) Unter Betrachtung von (4) ist die Arbeit der mechanischen Dissipation auch die folgende Summe: (12) Analog dazu kann man die Reibungswärme in Form einer Summe ausdrücken: (13) Gegenstand der kalorimetrischen Untersuchungen sind die Bestimmung der Wärme Q und der Reibungswärme Q dyss , sowie ihres Anteils an den Reibelementen. Auf der Grundlage von (3) und (13) bestehen die Abhängigkeiten: (14) was in weiteren Betrachtungen die quantitative Bewertung der Energiebilanzstruktur am Beispiel der technisch trockenen Reibung für ausgewählte metallische Systeme ermöglicht. Bei stationären Prozessen ist das Verhältnis des Verschleißes der einzelnen Elemente des Reibungspaares gleich dem Verhältnis der während der Reibung getrennten Massenströme m. 1 und m. 2 . 3 Quasistationäre thermische Prozesse während kalorimetrischen Messungen Das in der Reibungsprüfung [6], [7] verwendete Strömungskalorimeter ist so ausgestattet, dass es in der Lage ist, den Wert eines stationären Wärmestroms zu bestimmen, welcher von dem Reibpaar durch das strömende Medium - destilliertes Wasser - sich ergibt. Zusätzlich besteht die Apparatur aus einem mechanischen System zur Erzeugung der Reibung, so wie Registrierung aller relevanten erforderlichen Parameter. Diese technische Lösung ermöglicht es alle Messwerte und Parameter der Versuchsdurchführung und Reibleistung zu erfassen. Nach Abschluss der einzelnen Testzyklen wird die Verschleißmasse des Reibpaars unter Verwendung einer Analysewaage bestimmt. Den Aufbau des Prüfstands, seine Beschreibung und die Methode zur Durchführung der Untersuchungen wurde in der Veröffentlichung [7] beschrieben. Zum ersten Mal bezieht sich die vorgestell- (8) 1 2 1 t A - = A t1-2 m m 1 D D , ( 2 2 1 t A - = A t1-2 m m 2 D D ( (8) A t1-2 = 1 2 1 t A - + 2 2 1 t A - , ( A dyss = A dyss1 + A dyss2 = m m 1 D D A dyss + m m 2 D D A dyss . (8) ( Q dyss = Q dyss1 + Q dyss2 = m m 1 D D Q dyss + m m 2 D D Q dyss . (8) ( 2 dyss 1 dyss QQ = 2 1 mm D D = 2 2 1 1 Q U Q U + D + D = 2 1 mm & & , Aus Wissenschaft und Forschung 36 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0004 dass die Größen, die die innere Energie reduzieren, negativ sind. Die Form des Thermodynamikprinzips für offene Systeme ist wie folgt [11], [12]: (1) Der Anstieg der Enthalpie beschreibt die Energie welche aus dem System an die Umgebung mit der Verschleißmasse Δm abgeführt wird, und zwar: (2) dabei ist i die spezifische Enthalpie der abgetragenen Masse Δm, die den Mechanismus des Verschleißes quantifiziert, a dyss die spezifische Arbeit der mechanischen Dissipation, u c die mittlere spezifische innere Energie der Masse der Verschleißprodukte verbunden mit dem Anstieg der Temperatur während der Reibung. In der Gleichung (1) können zwei Arten von Energiewechselwirkungen unterschieden werden, das sind thermische Wechselwirkungen, die durch die Erzeugung von Reibungswärme Q dyss verursacht werden: (3) wobei Q die Gesamtwärme ist, die vom System an die Umgebung übertragen wird, und von einer mechanischen Natur, das ist ein Bruchteil η der Reibungsarbeit A t1-2: (4) Ihre Summe ist gleich der sog. technischen Arbeit A t1-2 , im Falle der Reibung - der Reibungsarbeit: (5) In weiteren Überlegungen wird die relevante Rolle spezifischer Arbeit des Verschleißes e xR beschrieben, die als das Verhältnis von Reibungsarbeit und Verschleißmasse definiert ist [13], [14]: (6) Sie ist ein Maß des Widerstands des tribologischen Systems gegen Verschleiß. Es hat für das gesamte System und seine einzelnen Elemente 1 und 2 die gleichen Werte [13], [14], d.h.: (7) und (8) Daraus resultieren Reibarbeiten welche von den einzelnen Elementen der Reibpaarung erzeugt sind: ΔU = A t1-2 - ΔI - Q 1-2 . (1) (2) ΔI = iΔm = (a dyss + u c )Δm, (2) (4) (2) Q dyss = ΔU + (Q 1-2 + u c Δm) = ΔU + Q, (1) (2) η A dyss = a dyss Δm = ηA t1-2 . (2) (4) A t1-2 = Q dyss + A dyss . (2) x R e = m A 2 1 t D - . (2) (4) x R e = x 1 R e = x 2 R e m A 2 1 t D - = 1 2 1 t m A 1 D - = 2 2 1 t m A 2 D - . ( T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 36 te Methode zur Untersuchung der technischen Trockenreibung. Auf Grundlage von Literaturstudien [1], [2], [3], [4], [6], [7], [8], [15] ist festgestellt worden, dass diese Art von Reibung noch nicht mit einem Kalorimeter untersucht wurde. Um den Reibkontakt von der Kalorimeterflüssigkeit zu trennen, wird ein Reibpaar als zwei miteinander in Kontakt stehende Rohre mit vertikalen Achsen ausgeführt. Ihr Kontakt wird von einer speziellen Hülle umgeben. So wird nach dem Eintauchen der Röhrchen in destilliertes Wasser ein Raum geschaffen, der mit Luft gefüllt ist. Die Wärmeabfuhr von innen erfolgt in einem ausreichendem Abstand vom Reibkontakt - ungefähr 5 mm auf jeder Seite. Aus strukturellen Gründen wies die obere Probe eine ringförmige Fläche aus, während die untere durch drei Reibflächen als Vorsprünge ausgebildet ist - Bild 1. Während des Reibungsvorgangs tritt nach dem einstellen des stationären Zustand aller Kalorimeterelemente ein stationärer Wärmefluss in der unteren Probe auf. Allerdings ist er in der oberen Probe - quasistationär. Diese Tatsache wurde bei der Analyse der Dissipationswärme noch nicht berücksichtigt [6], [7]. Der quasistationäre Prozess ist immer von zyklischen Änderungen der inneren Energie der oberen Probe begleitet. Die Herangehensweise zielt darauf ab, diese Tatsache zu berücksichtigen und die derzeitige Interpretation der Abwärme und damit der Energiebilanzstruktur zu erweitern. In den kalorimetrischen Untersuchungen werden Proben verwendet, deren Gestalt in Bild 1 gezeigt ist. Der Reibkontakt wird durch eine äußere und innere Trennung gesichert. Das Schema - Bild 2 zeigt ein Reibpaar mit dieser Trennung. Es wird in ein Kalorimetergefäß gegeben, welches einen kontinuierlichen Fluss des destillierten Wasser, mit einem Strom m † , gewährleistet. Die stationäre Reibkraft erzeugt einen Dissipationswärmestrom im Reibkontakt, der zwei Komponente aufweist, nämlich den Wärmefluss und die vorübergehende Änderung der inneren Energie in der oberen Probe - Bild 3. Bild 4 zeigt ein Reibpaar mit Abschirmung am Kalorimeterständer. Die Messgrößen sind Reibleistung und Wärmestrom. Der Wärmestrom wird aus dieser Abhängigkeit bestimmt [6], [7]: (15) Q & = KΔΘ, Aus Wissenschaft und Forschung 37 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0004 Bild 1: Reibflächen von Proben. a) Ringförmige Reibfläche der oberen Probe 2, b) Drei Segmente der Reibungsfläche der unteren Probe 1. a) 30 ø20 ø25 ø20 ø25 30 1 3 b) 2 3 4 5 1 Bild 2: Reibungspaar mit einem abgeschirmten Kontakt vor Kalorimeterflüssigkeit. 1, 2 - Reibelemente, 3 - Reibfläche, 4 - äußere Abdeckung, 5 - innere Abdeckung. A & Q & ΔΘ U & m ) 1 2 3 Bild 3: Schematische Darstellung eines Reibpaares in einem Strömungskalorimeter und Hauptenergiewechselwirkungen; 1 - Trennrohr im Kalorimeter, 2 - Differentialthermoelemente, 3 - Reibpaar. T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 37 4 Methode zur Bewertung der Struktur der Energiebilanz bei der Untersuchung mit einem Strömungskalorimeter Der Ausgangspunkt für Überlegungen in diesem Kapitel ist die Abhängigkeit (3) für den Fall der konstanten Reibungsbedingungen und der vorgegebenen konstanten Umgebungsbedingungen. Statt der Größenzunahme erscheinen ihre Ströme, d.h. Ableitungen in Bezug auf die Zeit. Der gesamte Reibungswärmestrom ist die Summe aus Wärmestrom und innerem Energiestrom: (16) Der Strom der Dissipationswärmeabfuhr für Element 2 kann wie folgt beschrieben werden: (17) Während einer Umdrehung der oberen Probe 2 ist ihre Reibkontacktzeit der 0,115-fache Teil einer Umdrehung - Bild 1. Der kleinste Wert des Verhältnisses t o / t beträgt somit 0,115, wenn die Zeit einer Umdrehung t gleich der Sättigungszeit der Probe 2 mit der Dissipationswärme ist, welche durch das Auftreten von Änderung der inneren Energie U. 2 verursacht wird. Im Allgemeinen kann dieses Verhältnis größere Werte erreichen. Auch eine längere Relaxationszeit ist möglich. Dann wird die Aktion dieses Stroms auf die nächste Rotation der rotierenden Probe übertragen. Bei weiteren Betrachtungen wird ein Versuch unternommen, diese Werte für ausgewählte Experimente zu bestimmen. Die Zeit t o kann als die Zeit eines Reibungswärmeimpulses und t - als seine Relaxationszeit definiert werden. Das Auftreten der Ableitung der inneren Energie U. 2 als eine Komponente des Dissipationswärmestroms Q. dyss2 - Gleichung (17) bedeutet, dass der Wärmestrom Q. 2 , der von der Kalorimeterflüssigkeit, vom Reibpaar, in abhängig von dem Verhältnis zu t o / t aufgenommen wird und kleiner als Q. dyss2 ist . Es ist daher möglich, die Zeitableitung der inneren Energie U. 2 , als eine Funktion des Wärmestromes Q. 2 auszudrücken, nämlich: (18) Die Gleichung (17) erhält nach Berücksichtigung (18) eine neue Form: (19) Wenn t o = t ist, dann ist natürlich Q. dyss2 = Q. 2 und U. 2 = 0. Da es keine innere Energieänderung im Element 1 gibt, d.h. U. 1 = 0 und U. 2 = U. , kann der Dissipationswärmestrom Q. dyss2 , wie folgt beschrieben werden: dyss Q & = Q & + U & . 2 dyss Q & = dyss Q & m m 2 D D = 2 Q & + 2 U & . (17) (22) (17) 2 U & = 2 Q & (1 t t o ). (22) (17) 2 dyss Q & = 2 Q & (2 t t o ). (22) (24) Aus Wissenschaft und Forschung 38 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0004 wobei K eine kalorimetrische Konstante gleich dem Produkt der spezifischen Wärme des Wassers c w und seines Stroms m † ist. Für die in [6], [7] beschriebenen Untersuchung gilt K = 3,48WK -1 . Temperaturanstieg ΔΘ der Kalorimeterflüssigkeit wird mit Hilfe der Thermoelemente, angebracht entsprechend Bild 3, gemessen - angebracht vor und nach dem Reibpaar. Innere Energieänderungen treten nicht auf, wenn beide Kontaktflächen der Proben ringförmig sind, d.h., wenn der Überdeckungsgrad der Reibungsfläche gleich 1 ist. Im allgemeinen Fall von tribologischen Untersuchungen tritt dieser Zustand nicht auf - üblicherweise reiben Elemente mit unterschiedlichen Abmessungen miteinander zusammen. In diesem Beitrag werden die Untersuchungsergebnisse aus [7] verwendet, um den Wert der zeitlichen Änderungen der inneren Energie zu bestimmen. Diese Größe war, laut Überprüfung der Autoren dieses Beitrags, nicht Gegenstand der Untersuchung in der tribologischen Literatur. Beispielweise, V.V. Fedorov [4] verwendete ein Strömungskalorimeter, bei dem der Reibkontakt der Reibelemente im direkten Kontakt mit der Kalorimeterflüssigkeit stand. Dies erleichterte den Wärmeaustausch und minimierte gleichzeitig Schwankungen der inneren Energie. Der Autor [4] berücksichtigt nicht die Tatsache, dass in dem von ihm angenommen System - auf dem Umfang der zylindrischen Scheibe gleitende Spindel - ein quasistationärer Wärmeprozess innerhalb der Scheibe auftritt. Im Fall der Einführung einer Trennung zur Gewährleistung der Trockenreibung wird der quasistationäre Effekt größer werden, da eine intensive Kühlung der Proben in einem bestimmten Abstand von dem Reibkontakt auftritt. Nach den Autoren dieses Beitrags ist es möglich, auf der Grundlage der Gleichung des ersten Hauptsatzes der Thermodynamik für offene Systeme und der erhaltenen Ergebnisse der kalorimetrischen Reibungsuntersuchung unter Berücksichtigung des Verschleißmassenänderung der Proben die inneren Energie zu bestimmen. Bild 4: Reibpaar mit Trennrohr im Kalorimeter. T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 38 (20) Natürlich ist der Wärmefluss Q. 2 die Differenz zwischen dem gesamten Wärmefluss Q. und der Komponente Q. 1 gleich: (21) Die neue Form der Gleichung (19), unter Berücksichtigung (21) ergibt sich wie folgt: (22) Die durch die Abhängigkeiten (13) beschriebenen Ströme Q. dyss1 und Q. dyss2 sind Komponenten der Dissipationswärme Q. dyss , daher lässt sich aus der Beziehung (22), folgender Zusammenhang ableiten: (23) und der durch das Reibungspaar erzeugte Reibungswärmestrom lässt sich unter Verwendung der Gleichung beschreiben: (24) Wenn der Überdeckungsgrad der Reibungsfläche der Proben gleich 1 ist, dann gilt t o = t und Q. dyss = Q. . Um das tatsächliche Verhältnis zu t o / t zu bestimmen, wird die Untersuchung der thermischen Prozesse in dem Reibpaar unter Berücksichtigung der Reibleistung A. und Parameter η vorgenommen. Wenn kein Verschleiß auftritt, so ist η = 0. In diesem Fall kann die folgende Gleichung formuliert werden: (25) daher (26) 1 dyss Q = dyss Q m m 1 = 1 Q . 2 Q = Q - 1 dyss Q . 2 dyss Q = ( Q - 1 dyss Q )(2 t t o ). (17) (22) dyss Q & [ m m 2 D D + m m 1 D D (2 t t o )] = Q & (2 t t o ) (17) (22) dyss Q & = ) t t - (1 m m 1 ) t t - (2 Q o 1 o D D + & . (24) A & = dyss Q & = Q & (2 t t o ) (28) (30) QA & & = β = (2 t t o ). (28) (30) Aber wenn Verschleiß vorkommt: A. = Q. dyss / (1-η), dann werden unter Berücksichtigung von (24) und (26) die Abhängigkeiten in folgender Reihenfolge formuliert: (27) (28) mit dem Parameter η: (29) Die Gleichungen (26) und (29) führen jedoch zu äquivalenten Gleichungen, welche das gewünschte tatsächliche Verhältnis der Zeiten t o / t beschreiben: (30) Die oben beschriebene Methode zur Untersuchung der Energiebilanz, für Trockenfeststoffreibung, wird im Folgenden auf der Grundlage der in der Veröffentlichung [7] veröffentlichten Ergebnisse kalorimetrischer Studien durchgeführt. Die in Bild 1 dargestellten Proben bestehen aus Stahl C45 mit einer Härte von 250 HV. Die Reibgeschwindigkeit ist konstant und beträgt 0,34 m/ s. Der Einheitsdruck betrug 1 MPa. Die Reibzeit wird für jedes Experiment mit 1638,4 s vorgegeben. Die Tabellen 1-3 enthalten die folgenden Werte, die auf der Basis von Untersuchung [7] erhalten wurden: Temperatur Θ der Kalorimeterflüssigkeit, Reibungsleistung A. , Wärmefluss Q. und Verschleißmassen: der gesamte Δm und die Komponente - untere (feste) Probe Δm 1 obere (rotierende) Δm 2 . Diese Ergebnisse werden verwendet zur Bestimmung von: Gesamter Dissipationswärmestrom Q. dyss und seinen Komponenten Q. dyss1 , (1-η)β = (1-η)(2 t t o ) = ) t t - (1 m m 1 t t - 2 o 1 o D D + , (28) (30) (25) (1-η)[ 1) t t - (2 m m 1 o 1 D D + ] = 1 (28) (30) (28) 1) - (β Δm Δm 1 1) - (β Δm Δm η 1 1 + = . (30) (28) t t o = 1 - η 1 η - 1 mm DD = 2 β. (30) Aus Wissenschaft und Forschung 39 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0004 Nr. Temperatur Reibleistung Wärmestrom Verschleißmasse Dissipationswärmestrom Innereenergiestrom Parameter Verhältnis Q A & Q & 2 Q & Δm Δm 1 Δm 2 dyss Q & 1 1 dyss Q Q & & = 2 dyss Q & U & η t o / t [K] [W] [W] [mg] [W] [W] - - 1 287,9 2,63 1,98 0,483 0,40 0,28 0,12 2,139 1,497 0,642 0,159 0,187 0,672 2 288,1 3,03 2,30 0,095 0,56 0,53 0,03 2,330 2,205 0,125 0,030 0,231 0,683 3 287,9 3,53 2,71 0,637 0,70 0,50 0,20 2,903 2,073 0,829 0,193 0,178 0,697 4 288.0 3,20 2,51 0,631 0,50 0,35 0,15 2,684 1,879 0,805 0,174 0,161 0,725 5 288,4 4,84 3,35 1,276 0,85 0,45 0,40 3,918 2,074 1,844 0,568 0,191 0,555 6 287,8 2,99 2,51 0,901 0,50 0,30 0,20 2,682 1,609 1,073 0,172 0,103 0,809 Mittelwert 288,0 3,37 2,58 0,668 0,585 0,402 0,183 2,785 1,912 0,873 0,205 0,174 0,694 Tabelle 1: Versuchsergebnisse des Reibungs - und Verschleißprozesses bei der Temperatur Θ = 288 K ss1 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 39 nomen der Irreversibilität von Prozessen durch Dissipationswärme und der mechanische Dissipation auf der Basis der vorgeschlagenen Überlegungen wurde berücksichtigt. Eine weitere Bedingung, um die Rolle der inneren Energie in quasistationären Prozessen zu unterscheiden, war die Bestimmung des Anteils des Reibpaares an der Energiedissipation. Dieser Anteil ergibt sich aus der Gleichung der spezifischen Arbeiten des Verschleißes - Gleichung (7). Ein wichtiger Schritt in Richtung zur Bestimmung der unbekannten Zeitableitung U. war die Einführung der relativen Zeit t o / t in Gleichung (18). Diese Herangehensweise ermöglichte es, die Beziehung zwischen den Wärme- und Dissipationswärmeströmen zu bestimmen (siehe Gleichung (24)). Daraus folgt die Schlussfolgerung, dass der Unterschied zwischen diesen Strömen verschwindet, wenn der Deckungsgrad der Reibungsoberfläche von Festkörpern gleich 1 ist. Im anderen Fall - d. h. normalerweise - tritt bei stationären Reibparameter und konstantem Einfluss der Umgebung auf das tribologische System ein quasistationärer Prozesse im größeren Reibkörper auf. In dem untersuchten tribologischen System wird der Verlauf der thermischer Prozesse von dem Wert des erzeugten dissipativen Wärmestroms bestimmt. Die Lösung des Gleichungssystems (24) und (25) führt zur Bestimmung des Parameters η in Gleichung (29) und der relativen Zeit zu t o / t in Gleichung (30). Die Entwicklung der Interpretation kalorimetrischer Untersuchungsergebnisse [7] in dieser Arbeit Aus Wissenschaft und Forschung 40 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0004 Q. dyss2 , gesamter Wärmestrom Q. und seine Komponenten Q. 1 , Q. 2 , Änderung der inneren Energie U. = U. 2 , Parameter η und Verhältnis von Zeit zu t o / t. 5 Zusammenfassung Die kalorimetrischen Untersuchungen des Metallreibungsprozesses, beschriebenen in [7], lieferten Erkenntnisse über: Reibleistung A. , Wärmestrom Q. und Verschleiß: Δm, Δm 1 , Δm 2 . In der unteren Probe ist der Wärmestrom dem Dissipationswärmestrom gleich, daraus folg die Gleichheit der Ströme: U. = U. 2 . Der Unterschied A. - Q. wird als die Leistung der mechanischen Dissipation A. dyss behandelt, welche zu Reibverschleiß führt. Als nächstes wird das Verhältnis η = A. dyss / A. beschrieben, um die Struktur der Reibungsenergiebilanz zu beschreiben. Den Autoren dieser Arbeit zufolge war die Erkennung und Beschreibung dieser Rolle erst nach Studien der Kapitel 2 und 4 möglich. Das vorgeschlagene Verfahren zur Analyse der Energiebilanz ist nur eine näherungsweise Beschreibung der komplexen Natur des Prozesses der Reibung von Feststoffen. Das Prinzip der Energie- und Massenerhaltung, sowie der erste Hauptsatz der Thermodynamik für offene Systeme, bei denen das Phä- Nr. Temperatur Reibleistung Wärmestrom Verschleißmasse Dissipationswärmestrom Innereenergiestrom Parameter Verhältnis Q A & Q & 2 Q & Δm Δm 1 Δm 2 dyss Q & 1 1 dyss Q Q & & = 2 dyss Q & U & η t o / t [K] [W] [W] [mg] [W] [W] - - 1 297,75 4,28 3,13 1,305 0,87 0,44 0,47 3,609 1,825 1,784 0,479 0,157 0,633 2 298,10 3,57 2,75 0,941 0,67 0,40 0,27 3,031 1,809 1,221 0,281 0,151 0,702 3 297,80 4,27 2,89 1,240 0,95 0,45 0,50 3,482 1,650 1,833 0,592 0,184 0,522 4 297,90 4,67 3,20 1,657 0,77 0,30 0,47 3,961 1,543 2,418 0,761 0,152 0,541 5 298,50 3,69 2,78 1,539 0,82 0,31 0,51 3,284 1,241 2,042 0,504 0,110 0,673 6 297,87 3,72 2,64 2,117 0,67 0,10 0,57 3,506 0,523 2,983 0,866 0,058 0,591 Mittelwert 297,99 3,98 2,85 1,414 0,792 0,333 0,465 3,411 1,436 1,975 0,561 0,143 0,604 Tabelle 2: Versuchsergebnisse des Reibungs - und Verschleißprozesses bei der Temperatur Θ = 297 K Nr. Temperatur Reibleistung Wärmestrom Verschleißmasse Dissipationswärmestrom Innereenergiestrom Parameter Verhältnis Q A & Q & 2 Q & Δm Δm 1 Δm 2 dyss Q & 1 1 dyss Q Q & & = 2 dyss Q & U & η t o / t [K] [W] [W] [mg] [W] [W] - - 1 307,80 6,41 3,83 1,268 1,70 0,93 0,77 4,684 2,562 2,122 0,854 0,266 0,326 2 308,50 3,57 2,16 1,076 1,77 0,67 1,10 2,863 1,084 1,779 0,703 0,266 0,347 3 308,30 4,71 2,99 1,203 1,03 0,50 0,53 3,682 1,787 1,895 0,692 0,266 0,425 4 308,10 6,23 3,24 1,218 1,36 0,63 0,73 4,364 2,022 2,343 1,124 0,266 0,077 5 308,10 6,53 3,27 1,529 2,01 0,73 1,27 4,794 1,741 3,053 1,524 0,266 0,003 6 308,10 4,59 2,44 1,342 1,55 0,47 1,08 3,622 1,098 2,524 1,182 0,266 0,119 Mittelwert 308,15 5,13 2,82 1,225 1,57 0,655 0,913 3,823 1,595 2,228 1,003 0,266 0,181 Tabelle 3: Versuchsergebnisse des Reibungs - und Verschleißprozesses bei der Temperatur Θ = 308 K ss1 ss1 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 40 lenkt die Aufmerksamkeit der Autoren auf die neuen Merkmale von Reibungssystemen. Daraus können folgende Schlussfolgerungen gezogen werden: - Reibungswärme ist eine Größe, welche sich physikalisch von der Wärme unterscheidet, welche vom Reibpaar an die Umgebung übertragen wird. - Die Reibungswärme erzeugt sowohl die Wärme, die das tribologische System verlässt und an die Umgebung übergeht, und führt zur Änderungen der inneren Energie dieses Systems. - Die Rolle der inneren Energie ist wichtig für die Energiebilanz bei der stationären Reibung, da der Überdeckungsgrad der Kontaktflächen von Körpern im Allgemeinen nicht gleich 1 ist. - Die Berücksichtigung der inneren Energie in der aktuellen Untersuchung [7] führt zu einer Korrektur der Interpretation dieser Ergebnisse und zu einer Änderung der quantitativen Bewertung der Struktur der Energiebilanz. - Die Überlegungen und Berechnungen in dieser Arbeit - Tabellen 1 - 3 zeigen, dass der Anteil an inneren Energie bei der Reibungsarbeit oder U. / A. signifikant ist und er beträgt: 0,061 für Θ = 288,0K; 0,114 für Θ = 297,99K und 0,196 für Θ = 308,15K. - Der Anteil der Leistung mechanischer Dissipation η beträgt für die oben genannten Temperaturen: 0,174; 0,143 und 0,266, was deutlich kleiner ist als in [7] gezeigt (0,23; 0,28 bzw. 0,44). - Relative Zeiten t o / t erreichen für die oben genannten Temperaturen die Werte entsprechend: 0,694; 0,604 und 0,181. Das bedeutet, dass mit der Erhöhung der Temperatur der Kalorimeterflüssigkeit die Relaxationszeit der inneren Energie verlängert wird. Literatur [1] Bessonov N.A.: Das Verhältnis zwischen den Schleifarbeiten, der Wärme und Oberflächenenergie beim Schleifen von Steinsalzkristalle auf verschiedenen Seiten. Dissertation, Sibirisches Institut für Metallurgie, Novokuzneck 1941. [2] Kuznecov V.D.: Zerspanungs- und Reibphysik von Metallen und Kristallen. Moskva, Nauka 1977. [3] Kosteckij B.I., Linnik Ju. I.: Untersuchung der Energiebilanz bei äußerer Reibung von Metallen. Maschinovedenie 1968, Nr. 8. [4] Fedorov V.V.: Thermodynamische Aspekte der Festigkeit und Beschädigung von Festkörpern. Taschkient, FAN 1979. [5] Sułek M.W., Kajdas Cz.: Messung der Reibungswärme mit einem Tribo-Kalorimeter. Trybologia 1988, Nr. 2. [6] Sarnowicz L.: Analyse des Metallreibungsprozesses aufgrund der kalorimetrischen Untersuchungen. Doktorarbeit. Technische Hochschule, Kielce 1999. [7] Sadowski J., Sarnowicz L.: Kalorimetrische Untersuchungen zur Blitztemperatur. Tribologie und Schmierungstechnik 2001 Nr. 1. [8] Fleischer G., Sadowski J.: Betrachtungen zur Reibungs- und Verschleißenergetik. Schmierungstechnik 1987 Nr. 4. [9] Maciąg, M., Thermodynamic Model of the Metallic Friction Process. Journal of Tribology 2010 Nr. 3. [10] Maciąg. M.: Specific Heat of Tribological Wear Derbis. Journal of Tribology 2015 Nr. 3. [11] Sadowski, J.: Thermodynamische Grundgesetze des tribologischen Verschleißes. Tribologie und Schmierungstechnik 1990, Nr. 2. [12] Sadowski J.: Thermodynamische Theorie von Reibung und Verschleiß. Tribologie und Schmierungstechnik 2002, Nr. 6. [13] Sadowski, J.: Energie- und Verschleißverteilung zwischen den Festkörpern während der Reibung. Tribologie und Schmierungstechnik 1995, Nr. 3. [14] Sadowski J.: Ein Beitrag über die Gleitreibungskräfte und das Wesen ihrer Arbeit. Tribologie und Schmierungstechnik 1998, Nr. 4. [15] Sadowski J.: Zur Energiebilanzierung bei der Festkörperreibung. Tribologie und Schmierungstechnik 2009, Nr. 6. Aus Wissenschaft und Forschung 41 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0004 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 41 tem and thus pushes the tribosystem further towards mixed and boundary lubrication, thereby increasing the propensity towards wear. When using hybrid systems, which use the electrical motor for parts of the vehicle operation, the engine experiences more engine starts and stops than in conventional vehicles. Start-stop operation results in increased amounts of time the engine tribosystems spend in lowvelocity operation ranges while the engine is still hot (i.e. low oil viscosity) [2], which translates to more operation in boundary or mixed lubrication regimes in systems that normally operate nearly exclusively in the hydrodynamic range. In summary, these modern trends in engine development can lead to more wear, due to more time spent in mixed Aus der Praxis für die Praxis 42 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 1 Introduction Modern engine development is focused on environmental optimization, which is mainly realized by lowering fuel consumption through reduction of friction losses or using hybrid systems, where an internal combustion engine is supplemented by an electrical motor. The reduction of friction losses can be achieved, for example, by lowering the viscosity of the engine oil [1]. However, this inherently reduces the Stribeck parameter of the sys- DOI 10.30419/ TuS-2019-0005 Evolution of wear rate, friction and roughness depending on lubrication regime Claudia Lenauer, Oliver Knaus, Thomas Wopelka, Martin Jech* Neue Fahrzeugstrategien, wie häufige Start-Stopp Vorgänge, sowie Optimierungen bezüglich Motorleistung und -effizienz, führen zu steigenden tribologischen Belastungen indem zum Beispiel Lager längere Betriebszeiten im Mischreibungsbereich oder gar Grenzreibungsbereich verbringen. Um die Auswirkung des Reibregimes auf Lagerverschleiß grundsätzlich zu untersuchen, wurde eine Serie von Versuchen durchgeführt, bei welchen die Versuchsparameter derart ausgesucht wurden, dass sie (so gut wie experimentell machbar) in Grenz- und Mischreibung, sowie Hydrodynamik liegen. Reibung und Verschleiß wurden kontinuierlich während der Versuche gemessen, während die Änderungen der Topographie im Grenzreibungsbereich mit einer Serie kürzerer Versuche erfasst wurden. Die Zeit bis steady-state erreicht wurde war stark abhängig von den Belastungsparametern und zeigt einen ähnlichen Trend für Reibung und Verschleiß. Die Einlaufzeit bezüglich Oberflächenbeschaffenheit war dagegen deutlich kürzer. Schlüsselwörter Lagerschalen, Reibregime, Einlaufverschleiß, radioaktive Tracer, Rauheit, Mischreibung New engine strategies, such as frequent start-stop operation and increasingly severe loading conditions due to efforts to optimize engine performance and efficiency, lengthen the time the bearings spend in mixed or even boundary lubrication regimes. To investigate how the lubrication regime affects bearing bush wear, a series of tests were performed at distinct positions on the Stribeck curve, representing, as closely as possible, the boundary, mixed and hydrodynamic lubrication regimes. Both friction and wear were measured throughout the test, while the evolution of surface roughness was determined for the boundary condition in a series of shorter tests. The absolute amount of wear, as well as the running-in time needed to reach steady-state behaviour, depends strongly on the preset lubrication regimes with the running-in time showing a similar trend for friction and wear. The running-in time for the surface roughness is considerably shorter than for either friction or wear. Keywords Bearing bushes, lubrication regime, running-in wear, radioactive tracers, mixed lubrication Kurzfassung Abstract * Dipl.-Ing. Claudia Lenauer, Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-9917-8658 Mag. Dr. Thomas Wopelka, Dipl.Ing. Dr. Martin Jech, Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0002-9565-5792 AC 2 T research GmbH, 2700 Wiener Neustadt, Austria Dipl.-Ing. Oliver Knaus AVL List GmbH, 8020 Graz, Austria T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 42 or boundary lubrication regimes. Therefore, the amount of wear of a tribosystem depending on the lubrication conditions needs to be investigated, including transient effects such as running-in [3]. Blau [4] writes that running-in is a result of many simultaneous processes occurring in the contact, including surface roughness alterations, changes in surface composition and microstructure. Running-in of friction and wear are therefore very complex phenomena that are not necessarily simultaneous and can manifest very differently depending on the contact geometry, loading conditions, materials and lubrication. Therefore, friction, wear and surface topography - including their evolution - are investigated experimentally for a specific system - bearing bushes - in order to throw some light on the tribological processes. The system was simplified as far as possible to reduce the number of (still complex) phenomena by choosing a system with unidirectional movement, easily measurable surface structure, constant loading conditions (the only changes are those due to wear), and a non-additivated lubricant (to eliminate complex tribochemistry and tribofilm formation). 2 Methods 2.1 Samples CuZn25Al5 bearing bushes were tested against 100Cr6 counterparts. The bearing bushes have an inner diameter of 30 mm, a length of 20 mm and were cut in half in axial direction to provide two samples per bush. The bearing shaft counterparts have a diameter of 29.5 mm and, additionally, a convexity in axial direction of 100 µm. The convexity ensures that the contact (and wear) zone is located in the centre of the bearing bush and edge-running effects are eliminated. NEXBASE® 3043 (see Table 1 for specifications), a synthetic base oil without additives, was selected to lubricate the contact, to minimize effects attributable to lubricant chemistry. The low viscosity at test temperature (20-23 °C) moves the transition point from the mixed to the hydrodynamic lubrication regime towards higher speeds (compared to higher viscosity engine oils). This opens up a wider range of possible operational parameters during which the system is in the mixed lubrication regime. 2.2 Tribometer Set-up Tribological testing was carried out on a modified precision bearing test rig (SLPG - Sinterlager Prüfgerät [5]) with unidirectional sliding. The bearing shaft is rotated, while the bearing bush is mounted in a sample holder connected to the torque measurement, which is used to determine the friction moment. The load is applied to the bearing bush via a load arm. The lu- Aus der Praxis für die Praxis 43 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0005 Viscosity at 100°C [mm²/ s] 4.3 Viscosity Index 122 Viscosity at 40°C [mm²/ s] 20 Density at 15°C [g/ cm³] 837 Viscosity at 20°C - 23°C [mm²/ s] * 46 - 40 Table 1: Technical Data for NEXBASE 3043; * Viscosity at test temperature calculated with the Ubbelohde-Walther equation. Figure 1: Stribeck curve for 100 and 150 N: full curve (top) with blue shaded box marking excerpt which is used to show the location of chosen loading conditions shown as Starting Conditions 1-3 (bottom) T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 43 running-in, additional shorter tests were performed for the most severe loading condition (150 N, 75 rpm). Three tests each were run for 10 and 30 minutes. 2.3 Surface Topography Analysis The surface topography of the bearing bush samples were investigated before and after testing using a confocal microscope. An area of 1.2 mm x 1.2 mm in the centre of the wear zone was examined. Due to the production process the surface shows grooves oriented in circumferential direction of the bushes - along the sliding direction. Therefore, linear roughness parameters were determined in axial direction of the bushes. Roughness parameters in circumferential direction were below 100 nm (around the resolution limit of the lens) and statistically significant differences before and after testing could not be determined. 2.4 Phenomenological Models The wear curves measured during the experiments showed a pronounced running-in, followed by a steady-state phase. Therefore the wear curves were fitted with an exponential function (similar to Barwell [8] and Kumar [9]) (1) which has been shown to be a good model for this kind of transient wear behaviour and results in a wear rate of (2) The last term represents the constant wear rate c w , while the ‘intensity’ of the running-in wear is represented by a w (i.e. the higher the value of a w , the more pronounced the running-in). The parameter b w describes the duration of running-in, the inverse of which is the time constant τ w of the exponential wear curve. At t = 3 τ w , the amount of wear has reached 95 % of a w . A fit function for the coefficient of friction, similar to the wear rate, was chosen to be able to compare the runningin behaviour of the wear and friction curves. In Eq. 3 the friction coefficient µ(t) is described by three fit parameters a f , b f and c f : (3) Again, the parameter b f is the inverse of the time constant τ f of the friction coefficient and the friction coefficient is within 95 % of its steady-state value after t = 3 τ f ,. Hanief et al. [10] use a mathematically similar model for the evolution of roughness during ! "# $ % & ! 1 ' exp! '( & "## ) * & " , +& +- $ %. & exp! '( & "# ) * & . / ! "# $ % 0 exp2'( 0 "3 ) * 0 Aus der Praxis für die Praxis 44 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 bricant is provided continuously from above the contact. Since the shaft centre and attitude can shift due to wear [2], the offset in the friction torque caused by this shift was measured for each experiment and the friction coefficient corrected accordingly. Wear of the bearing bushes was measured continuously throughout the test using the RIC (radio-isotope concentration) method [6,7]. An area in the centre of the CuZn25Al5 bearing bushes, where the tribological contact is anticipated, was activated using the thin layer activation technique [6], which results in the radioactive isotope Zn65 being present in a known concentration in this area. During the tests, wear particles originating from the activated area contain Zn65 and are transported to the wear measurement device by the lubricant circuit. Several pre-tests with varying loads (30-200 N) and speed ramps (0-2000 rpm, which equals 0-3.14 m/ s for this geometry, at 4 minutes per ramp) were carried out to determine the optimal normal loads for the main test matrix. Two loads that simultaneously produce measurable friction and wear, and are low enough to produce only a few large wear particles (and thus are not yet in the abrasive wear regime) were chosen: 100 and 150 N, which results in initial Hertzian contact stresses of 58 and 66 MPa, respectively. For each of these two loads, a 24 h test with ramped speeds (0-2000 rpm, 4 min per ramp) was performed to determine the Stribeck curve for these test conditions. The Stribeck curves changed during the 24 hrs due to initial running-in phase but stabilized throughout the test. The Stribeck curves at the end of the tests (to minimize possible differences due to running-in) were then used to determine the constant speeds used in the main test matrix. Three positions on the Stribeck curve were chosen as starting conditions (SC) for the main tests: one as close as possible to the boundary lubrication regime (SC1), one near the transition between the mixed (SC3) and the hydrodynamic regime and the third between the others (SC2) representing the mixed lubrication regime. The velocities for both loads was chosen so that for each starting condition, the Stribeck parameters have the same value for both loads (Table 2). Three tests with test durations of 120 min. were performed for each starting condition and the test schedule was randomized. To investigate the roughness changes due to DOI 10.30419/ TuS-2019-0005 Stribeck parameter: Starting Condition 1 2.38e-05 Starting Condition 2 4.29e-05 Starting Condition 3 6.67e-05 100 N 50 rpm 90 rpm 140 rpm 150 N 75 rpm 135 rpm 210 rpm Table 2: Main test matrix, showing chosen speeds for each load T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 44 running-in (notation and order of terms adjusted to the conventions in the present article), where the surface roughness follows the same kind of exponential decay as the wear rate and the friction coefficient: (4) 3 Results 3.1 Wear Wear of the bearing bushes was measured using the RIC method; Figure 2 shows the wear curves for all 2 h-tests. The tests with a load of 100 N are shown on the left and those with 150 N on the right. The wear results from one test (SC 2, 150N) had to be excluded, due to misalignment of the samples leading to a contact area/ worn area lying far off-centre. The lowest amount of wear was observed for SC 3 (top graphs), while the more severe loading conditions show successively more wear. Due to the variabilities in tribological testing, there is a con- 4! "# $ % 5 exp! '( 5 "# ) * 5 . siderable amount of scattering, especially for the lower load and lower speeds. However, the trend is clear in that the total amount of wear is considerably higher for tests run at lower speeds (i.e. more severe conditions) - for both 100 N and 150 N load. SC 3, which is closest to the hydrodynamic regime, shows no discernible increase in wear after a short initial running-in phase. Running-in is higher for the conditions closer to boundary lubrication. Another noticeable difference between the wear curves for lower and higher speeds is the amount of time needed to reach the steadystate part of the wear curve. The tests closer to the hydrodynamic regime have a shorter run-in. 3.2 Friction The changes of the friction coefficient over the duration of the tests is shown in Figure 3 for 100 N and 150 N. For SC 3 (the highest speeds), the friction coefficient stabilizes at a low value very quickly. While similarly low values are reached for the starting conditions with Aus der Praxis für die Praxis 45 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0005 Figure 2: Wear for 100N tests (left) and 150 N (right); top (blue): SC 3; middle (green): SC 2; bottom (red): SC 1 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 45 sures that the roughness parameters represent the surface topography of the majority of the worn area without being skewed by any deeper scratches. The 3D image of the initial surface of the bearing bushes and the related profile in axial direction is shown in (Figure 4, top left). The sample surface had grooves in circumferential direction with plateau regions in between. During the friction process these plateau regions will be part of the contact area, the bottom of the grooves will not be in contact with the surface of the counterpart until the structure is worn to a high extent. Depending on the starting condition, the plateaus of this surface structure are worn to a greater or lesser extent during the sliding process (Figure 4, centre, right). It is difficult to find a single roughness parameter that can describe the changes in structure and roughness observed for these surfaces. Several profile roughness and surface parameters were considered and analysed, but proved to be no more informative than the amplitude parameter Ra in axial direction. In order to aid comparisons Aus der Praxis für die Praxis 46 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 lower speeds, the transitions occur later the lower the speed. It can also be seen that the scattering within each friction coefficient curve is lower for higher speeds. The spikes that can be seen in some of the curves are attributed to wear particles passing through the contact. 3.3 Topography Visual inspection of the worn surfaces after tribological testing revealed a small number of scratches indicative of abrasive wear particles on the majority of samples. Scratches, contrary to the grooves of the initial surface structure, are easily visible to the naked eye. Generally, there were fewer (or even none) scratches for SC 3 and slightly more for SC 1. The surfaces with a higher number of scratches and/ or particularly pronounced scratches were those where the friction coefficient curves exhibited spikes and/ or high amount of scattering. Surface topography measurements on post-test samples were performed in the worn area, while avoiding scratches. Avoidance of scratches - by deliberately taking images of surface areas with no/ low amount of scratches - en- DOI 10.30419/ TuS-2019-0005 Figure 3: Coefficient of friction for 100N tests (left) and 150 N (right); top (blue): SC 3; middle (green): SC 2; bottom (red): SC 1 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 46 with literature, where Ra is generally widely used in tribology, this parameter was chosen for Figure 4 and Figure 5. For the present groove structure of the surface, the Ra parameter will describe the depth of the grooves rather than the roughness on the plateau regions. Thus it can be used for estimating the change in groove depths due to the wear process in the experiments. For a qualitative impression of all surface features, the reader is referred to the surface topography images and profiles in Figure 4 and Figure 5. Aus der Praxis für die Praxis 47 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0005 Figure 4: Top left: Initial surface topography (~1.2 x 1.2 mm 2 ); Arrows mark sliding direction (circular arrow) and axis of rotation (straight arrow); and profile in axial direction. Centre column: surface topographies after tests performed under starting conditions SC1-3 with the corresponding profiles to the right. Bottom left: Ra values for initial surface (left green bar) and after testing with starting conditions SC1-3. Tested surfaces are larger scale (z-axis: ±2 µm) than initial surface (z-axis: ±4 µm) Figure 5: left: Ra of the initial surface and after 10, 30 and 120 minutes of tribological testing, with topographical images illustrating the surface structures; right: x-axis profiles of the initial surface and after 10, 30 and 120 minutes of tribological testing (top to bottom). Tested surfaces are larger scale (z-axis: ±2 µm) than initial surface (z-axis: ±4 µm) T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 47 brication (e.g. [3,12]), which is confirmed by a closer look at the experimentally measured Stribeck curve (Figure 1), which shows a minimum coefficient of friction of between 0.001 and 0.02. Therefore all tests but one seem to reach hydrodynamic lubrication during the 2 h test duration, if only the friction levels are taken into account. Regarding wear, the one test that did not reach hydrodynamic lubrication exhibited a notably higher steady state wear rate (~370 nm/ h) than other SC 1 tests. Even for the tests that reach hydrodynamic lubrication (according to the friction results), non-negligible steady-state wear rates (differing according to starting condition) were measured. The other tests with SC 1 had a mean steadystate wear rate of 85 ± 24 nm/ h, one test with SC2 had a wear rate of 60 nm/ h with the others averaging 11 ± 9 nm/ h, and tests with SC3 had wear rates under 4 nm/ h. Since hydrodynamic lubrication would, by definition, involve fully separated surfaces, wear measured after reaching this state leads to the assumption that wear particles are present - produced during running-in - and are responsible for abrasive wear to some degree. Both wear (Figure 2) and friction curves (Figure 3) were fitted with their respective models (equations 1 & 2), which yielded the values for the steady-state wear rates mentioned in the above, as well as the running-in duration and the ‘intensity’ of the running-in. The trend for the running-in durations is very similar for both friction and wear. The length of the running-in period depends on the starting condition - the experiments starting closer to boundary lubrication resulted in longer running-in durations than those closer to the hydrodynamic regime. The individual tests reveal an even stronger relationship between the running-in durations for wear and friction - as can be seen in Figure 6 (left), those test with longer running-in durations for wear also have longer runningin periods for friction. At some point however, the running-in durations for wear no longer rise appreciably, while friction running-in is still not concluded. The amount of running-in is also closely related for the friction and wear curves (Figure 6, right). Again, the higher the amount of running-in wear, the higher the starting coefficient of friction. This levels off for friction at around a f = 0.08-0.09, while the running-in wear intensity still rises. When looking at the changes in roughness, however, the surface topography seems to be run-in after 30 minutes. This is quite surprising, considering the wear curves show that running-in takes around 100 minutes to reach 95 % completion (for this starting condition SC 1), while the topography analysis suggests no substantial changes between 30 and 120 min. This leads to the conclusion that, for this tribosystem, running-in encompasses more than just topographical changes (i.e. the deformation of asperities and local removal of material described in [13]). Tribofilm formation is another process often associated with running-in [7], but in the present experiments, the lubricant contained no additives and therefore Aus der Praxis für die Praxis 48 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 The Ra parameters are shown in Figure 4 (bottom left) and it is clear that tests under all starting conditions reduce the Ra value considerably compared to the initial value. SC 1, the starting condition closest to boundary lubrication, leads to the lowest Ra values after the test and thus the highest wear which is the same trend as measured with the RIC method. Quantitative differences can be attributed to the different definitions of “wear depth” - the depth corresponding to the average material loss over the worn area for the RIC wear depth and the flattened grooves (which includes plastic deformation) in the centre of the wear scar for the topographic description of wear. This effect was also observed in [11], but is exacerbated in the present study because of the surface structure of the bearing bushes and the use of Ra as a proxy for wear. Figure 5 shows the evolution of the Ra roughness parameter for the 150 N SC 1 tests, where shorter tests with durations of 10 and 30 minutes were performed. The Ra values for the initial surface (t = 0), after 10 min, 30 min and 120 min of testing are graphed, along with a representative image of the surface topography at each point. The profiles normal to the sliding direction are shown on the right. To show an appropriate amount of detail, tested surfaces are larger scale (z-axis: ±2 µm) than the initial surface (z-axis: ±4 µm). The roughness is already reduced considerably after only 10 minutes due to the wear process leading to a depth reduction of the grooves, while the grooves are still clearly defined. The Ra value has been reduced to 582±44 nm from the initial value of 1463±23 nm. After 30 minutes the profile is mostly flat and most of the grooves are gone, even though the lines of the former structure are still visible. The Ra value is very small: only 123±16 nm. After 120 minutes, the Ra value is slightly higher at 192±44 nm. The slightly higher roughness can be explained by the wear process - after the initial structure (i.e. the grooves) has been removed and the surface has been smoothened during running-in, the wear particles produced by the wear process will occasionally lead to scratches increasing the roughness again. Like friction and wear rate, the evolution of roughness also seems to follow an exponential decay function (see Eq. (5) and [10]), however, the fitted exponential function does not represent the measured values well - therefore no fitted curve is shown in Figure 5 and no running-in time constant is given. 4 Discussion Both coefficient of friction and wear rate have running-in periods, after which the respective values stabilize at low steady-state levels, which is a sign that the tests achieve good conformability [2]. All tests resulted in an average coefficient of friction below 0.01 at t = 100-115 min, with the sole exception of a single test (100 N, SC 1, µ (t = 110-115 min) = 0.029). Coefficient of friction levels below 0.01 are usually associated with hydrodynamic lu- DOI 10.30419/ TuS-2019-0005 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 48 the formation of an additive-based tribo-film can be excluded. Formation of oxides or mechanical mixing of the near-surface layers may be another possibility, but beyond the scope of this paper. 5 Conclusion The experimental investigation of the evolution of wear, friction and surface topography of bearing bushes tested at starting conditions representing near-boundary, mixed and near-hydrodynamic lubrication conditions showed that: • Regarding friction, most tests reach levels associated with hydrodynamic lubrication (independent of starting conditions), but measurable steady-state wear rates were found and differed according to starting conditions. Wear still occurring under hydrodynamic lubrication conditions can be attributed to wear particles produced during running-in leading to abrasive wear. • Starting conditions strongly influence both intensity and duration of running-in - regarding friction and wear. • When comparing the intensity and duration of runningin for friction versus wear, both follow a more or less linear trend up to a certain point. Then higher runningin intensity for wear is no longer accompanied by a similar rise in friction running-in intensity, and, conversely, the longer running-in duration for friction is not followed by a corresponding increase in running-in durations for wear. • The running-in duration for the surface topography tested under near-boundary conditions is less than 30 minutes, considerably shorter than the running-in duration for these conditions for both friction and wear. Therefore, the running-in of this particular system is governed by processes other than mere removal of asperities. These processes, for example mechanically-induced subsurface material structure changes, will be the subject of future investigations into this topic. 6 Acknowledgements This work was funded by the Austrian COMET Program (Project K2 XTribology, no. 824187 / 849109) and carried out at the “Excellence Centre of Tribology” and in cooperation with AVL List GmbH. The authors would like to thank Christoph Haslehner for running the tribometer experiments. References [1] C. KNAUDER, H. ALLMAIER, D. SANDER, S. REICH, T. SAMS: Analysis of the Journal Bearing Friction Losses in a Heavy-Duty Diesel Engine. Lubricants 2015; 3: 142-54. [2] J-L LIGIER, B NOEL: Friction Reduction and Reliability for Engines Bearings. Lubricants 2015; 3: 569-96. [3] PJ BLAU, KM COOLEY, DG BANSAL, I SMID, TJ EDEN, M NESHASTEHRIZ, ET AL: Spectrum loading effects on the running-in of lubricated bronze and surface-treated titanium against alloy steel. Wear 2013; 302: 1064-72. [4] PJ BLAU: On the nature of running-in. Tribol Int 2005; 38: 1007-12. [5] Tribotechnique - Testing of friction and wear - SLPGtester for testing of (precision engineering) plain bearings, ÖNORM M8124: 2009 2009. [6] F DITRÓI, S TAKÁCS, F TÁRKÁNYI, E CORNIANI, RW SMITH, M JECH, ET AL: Sub-micron wear measurement using activities under the free handling limit. J Radioanal Nucl Chem 2012; 292: 1147-52. Aus der Praxis für die Praxis 49 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0005 Figure 6: Comparison of running-in duration (left) and amount of running-in wear and starting coefficient of friction for friction and wear curves (right) T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 49 [11] T WOPELKA, U CIHAK-BAYR, C LENAUER, F DI- TRÓI, S TAKÁCS, J SEQUARD-BASE, ET AL. Wear of different material pairings for the cylinder liner - piston ring contact. Ind Lubr Tribol 2018; 70: 687-99. [12] BRUCE RW: Handbook of Lubrication and Tribology, Volume II: Theory and Design, Second Edition - CRC Press Book. Taylor & Francis Group; 2012. [13] R BOSMAN, J HOL, DJJ SCHIPPER. Running-in of metallic surfaces in the boundary lubrication regime. Wear 2011; 271: 1134-46. Aus der Praxis für die Praxis 50 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 [7] C LENAUER, C TOMASTIK, T WOPELKA, M JECH: Piston ring wear and cylinder liner tribofilm in tribotests with lubricants artificially altered with ethanol combustion products. Tribol Int 2015; 82: 415-22. [8] FT BARWELL: Wear of metals. Wear 1958; 1: 317-32. [9] R KUMAR, B PRAKASH, A SETHURAMIAH: A systematic methodology to characterise the running-in and steady-state wear processes. Wear 2002; 252: 445-53. [10] M HANIEF, MF WANI. Modeling and prediction of surface roughness for running-in wear using Gauss-Newton algorithm and ANN. Appl Surf Sci 2015. DOI 10.30419/ TuS-2019-0005 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 50 1 Einleitung Die Wahl des richtigen Schmierstoffs für mikromechanische Bauteile wird unter anderem dadurch erschwert, dass die zu schmierenden Teile sehr klein sind und teilweise über Jahrzehnte sicher in den Komponenten funktionieren müssen. Die Anforderungen an die Schmierstoffe, insbesondere hinsichtlich der Aspekte Lebensdauerschmierung, Minimalmengenschmierung und Einmalschmierung sind daher sehr hoch. Die Bewertung der Hafteigenschaften der Schmierstoffe ist ein kritischer Aspekt, da aufgrund langfristiger Benetzungs- und Breitlaufeffekte ein Schmierstoffmangel auftreten kann, der zu einer Erhöhung von Reibung und Verschleiß bis hin zu einem Ausfall des Bauteils führen kann. 2 Modellierung der Versuche Es gibt verschiedene Ansätze, die physikalisch-chemischen Abhängigkeiten bei totaler Benetzung oder Nicht- Aus der Praxis für die Praxis 51 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0006 Bestimmung der Adhäsionskräfte von Schmierstoffen auf beschichteten Oberflächen unter dynamischen Bedingungen Susanne Beyer-Faiß* Es gibt verschiedene Ansätze, die physikalisch-chemischen Abhängigkeiten bei totaler Benetzung oder Nichtbenetzung beziehungsweise die Bedingungen dazwischen zu beschreiben, ebenso wie Messungen, die direkt oder indirekt Hinweise auf die Adhäsions- und Dispersionsenergie der Flüssigkeiten und Oberflächen geben. Die Interpretation der Ergebnisse in Hinblick auf eine Funktionsvorhersage realer Komponenten auf Basis von Laborversuchen ist jedoch herausfordernd und benötigt einige Erfahrung. Im Rahmen eines Entwicklungsprojektes wurde eine Prüfmethode entwickelt, mit der die Haftkraft eines Schmierstofftropfens direkt auf den jeweiligen Werkstoffen und Oberflächen basierend auf der Technologie einer Zentrifuge dynamisch gemessen werden kann. Die Erfassung von Adhäsionskräften unter dynamischen Bedingungen erweitert die Palette der Laborprüfverfahren zur Charakterisierung der Oberflächenbenetzungseigenschaften. Insbesondere die Möglichkeit, an realen Bauteiloberflächen und mit geringen Ölmengen zu testen, eröffnet neue Aspekte für die Funktionsvorhersage von lebensdauergeschmierten Systemen in der Feinmechanik. Schlüsselwörter Adhäsionskräfte, Grenzflächenspannung, Transitfaktor, Breitlaufen, Benetzen, Kontaktwinkel, dynamische Messung, Bauteilprüfung There are various approaches to describe the physico-chemical dependencies in the case of total wetting or non-wetting and the conditions in between, as well as measurements which directly or indirectly describe indications of the adhesive and dispersive energy of the liquids and surfaces. The interpretation of results achieved through laboratory tests in terms of function prediction of real components however is challenging and needs some experience. Within the scope of a development project a test method has been developed which allows to measure dynamically the adhesive force of a lubricant drop directly on the respective materials and surfaces with the technology of a centrifuge. The detection of adhesion forces under dynamic conditions extends the range of laboratory test methods for the characterization of surface wetting properties. In particular, the possibility of testing on real component surfaces and with small oil volumes opens up new aspects for the function prediction of life-time lubricated systems in precision engineering. Keywords Adhesive forces, interfacial surface tension, transit factor, creeping, wetting, contact angle, dynamic measurement, component tests Kurzfassung Abstract * Susanne Beyer-Faiß Orcid-ID: https: / / orcid.org/ 0000-0001-9650-4876 Dr. Tillwich GmbH Werner Stehr 72160 Horb T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 51 bleibt das Polyglykoltröpfchen mit einem stabilen Kontaktwinkel stehen, auf der rauen Oberfläche beginnt sogar das Polyglykol zu kriechen. Das Silikonöl beginnt sofort, die Oberflächen zu benetzen, auf der rauen Oberfläche aber deutlich schneller. Eine typische Anwendungssituation für geschmierte feinmechanische Komponenten ist in Bild 2 dargestellt. Hier werden oleophobe Beschichtungen gezielt als Designvarianten im Bereich der Kontaktflächen verwendet, um eine Lebensdauerschmierung mit minimalen Schmierstoffmengen zu realisieren. Wenn eine bestimmte oleophobe Schicht zuvor aufgebracht wurde bleibt sogar ein Silikonöl auf einer rauen Kunststoffoberfläche dort mit einem stabilen Kontaktwinkel stehen (unterer Bereich). Auf der nicht behandelten Oberfläche (oberer Bereich) benetzt das Silikonöl vollständig. Diese visuelle Prüfmethode mit Reflektionskontrastverstärkung liefert eine sehr gute Darstellung von zeitabhängigen Benetzungs- und Kriecheffekten, wenn aber Aus der Praxis für die Praxis 52 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 benetzung bzw. die Bedingungen dazwischen zu beschreiben, ebenso wie Messungen, die direkt oder indirekt Hinweise auf die Adhäsions- und Dispersionsenergie der Flüssigkeiten und Oberflächen geben [1]. Hierzu gehören z.B. die Messung der Oberflächenspannung der Flüssigkeiten oder die Bestimmung der Oberflächenenergie der Werkstoffe über Referenzflüssigkeiten. Beim direkten Kontakt von Schmierstoff und Oberfläche dominiert jedoch die Grenzflächenspannung, die nicht direkt gemessen werden kann und die nur indirekt über Kontaktwinkelmessungen ermittelt werden kann. Tritt an der Grenzfläche zudem kein Gleichgewicht auf, wird die Messung erschwert, da der Kontaktwinkel mit der Zeit abnimmt. Darüber hinaus überlagern in der Feinwerktechnik zunehmend Kapillarkräfte die Benetzungseffekte, sei es in engen Spalten, auf rauen Oberflächen oder bei Verwendung von kleinen Tropfenvolumina, so dass die Übertragbarkeit von Messergebnissen unter Laborbedingungen in die praktische Anwendung schwierig ist. Ein weiterer Punkt, der berücksichtigt werden muss, ist, dass unter praktischen Betriebsbedingungen in geschmierten Gleitlagern Reibungswärme erzeugt wird, die zu einer Beschleunigung der Benetzungsprozesse aufgrund von Marangoni-Konvektionseffekten führt [2]. Das Öl kriecht durch seine im Gleitkontakt höhere Temperatur und damit einhergehend auch einer niedrigeren Oberflächenspannung aktiv aus dem Lager (bzw. der Schmierzone) auf kältere Oberflächen. Im Extremfall läuft dann die eigentliche Gleitstelle vollständig trocken. Um die Langzeitbenetzungseffekte in realen Teilen besser beurteilen zu können, kann ein optisches Verfahren verwendet werden, mit dem auch dünne Ölfilme auf Oberflächen sichtbar gemacht werden können. Hierfür werden in einer speziellen Beleuchtungseinrichtung mit Reflektionskontrastverstärkung z.B. kleine Öltröpfchen direkt auf die zu schmierenden Oberflächen aufgebracht und ihr weiteres Verhalten dort überwacht. Eine Kamera über dem Testaufbau macht dabei Einzelbildaufnahmen, die anschließend zu Zeitrafferanimationen zusammengefasst werden können. So können auch über Stunden und Tage dauernde Effekte visualisiert und beurteilt werden. Durch eine zusätzliche Temperaturerhöhung des Prüflings können die Benetzungs- und Kriecheffekte noch beschleunigt werden. Die erhaltenen Ergebnisse geben wichtige Informationen über den Einfluss des Öltyps, der Oberflächenrauigkeit, des Materials usw. In Bild 1 sind vier verschiedene Situationen von zwei Ölen angegeben, einem Polyglykol mit einer hohen Oberflächenspannung von 36 mN / m (obere Linie) und einem Silikonöl mit niedriger Oberflächenspannung (21 mN / m, unten). Hier wurden Tropfen mit einem Ölvolumen von 2 µl auf einen Glasobjektträger aufgebracht, auf der linken Seite auf die glatte Oberfläche und auf der rechten Seite auf eine raue Oberfläche. Nur auf der glatten Oberfläche DOI 10.30419/ TuS-2019-0006 Bild 1: Breitlaufverhalten von Polyglykol (oben) und Silikontröpfchen (unten) auf Glas mit glatter (links) und rauer Oberfläche (rechts) Bild 2: Breitlaufverhalten von Silikonöl auf einer rauen Kunststoffoberfläche mit (Zone unten) und ohne olephobe Beschichtung (obere Zone) T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 52 stabile Bedingungen an der Grenzfläche zwischen Schmiermittel und Oberfläche bestehen, ist eine weitere Differenzierung schwierig. Fragen wie „Ist die Haftung des Schmierstoffes stark genug? “, oder, „Gibt es sogar einen ölabweisenden Effekt? “, „Wird Öl aufgrund der Schwerkraft oder Fliehkraft abgeschleudert? “, können hier nicht beantwortet werden. 3 Bestimmung der Haftung unter dynamischen Bedingungen Im Rahmen eines Entwicklungsprojekts [3] wurde eine Prüfmethode entwickelt, mit der die Haftkraft eines Schmiermitteltropfens direkt auf den jeweiligen Werkstoffen und Oberflächen unter dynamischen Bedingungen gemessen werden kann. Das entwickelte Adhäsionsprüfgerät APG (Bild 3) basiert auf der Technologie einer Zentrifuge. Auf einer rotierenden Scheibe können maximal sechs standardisierte Platten (Größe 76 x 26 mm, Bild 4) aus jeglichem Material (z.B. Glas, Metalle, Kunststoffe) mit Spannpratzen leicht positioniert und fixiert werden. Ein Muster auf der Grundplatte der Scheibe mit konzentrischen Kreisen mit Radien von 30 bis 95 mm in 5 mm Abstufungen erleichtert die richtige Positionierung der Öltropfen. Normalerweise arbeiten wir mit drei Tropfen pro Radius. Es ist auch möglich, andere Komponenten oder Teile mit anderen Maßen und Formen zu testen. Sie werden mit Hilfe verschiebbarer Magnetstreifen an einer beliebigen Stelle auf der Basisplatte befestigt (Bild 5). Die Verschiebekräfte der Magnete sind höher als die maximale Fliehkraftbeschleunigung und halten deshalb die Prüfkörper sicher in ihrer Position. Nun werden die Öltröpfchen mit einem zuvor definierten Volumen selektiv in unterschiedlichen Radien auf den Materialoberflächen positioniert und durch die Rotation der Scheibe unterschiedlich abgestuften Zentrifugalbeschleunigungen (von 1,1 bis 41,7 m / s 2 ) ausgesetzt. Aus dem spezifischen Gewicht, dem Tropfenvolumen, dem Abstand von der Drehachse und der Drehzahl kann nun die Fliehkraft genau bestimmt werden, bei welcher Beschleunigungskraft sich die Tropfen bewegen. An diesem Punkt (Transitpunkt) muss die Haftkraft auf der Oberfläche jeweils überwunden werden. Um eine einfache vergleichende Bewertung von Reihenversuchen unabhängig von der Masse der Tropfen zu ermöglichen, wird der sogenannte Transitfaktor berechnet. Er wird berechnet aus der Normalbeschleunigung dividiert durch die Erdbeschleunigung, an dem sich die Tropfen zu bewegen beginnen: Transit a n = a n / g. Die Bewegung der Tropfen kann optisch bestimmt werden. Wenn oleophobe Beschichtungen mit hoher Konzentration getestet werden, bewegen sich die Tröpfchen insge- Aus der Praxis für die Praxis 53 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0006 Bild 3: APG Adhäsionsprüfgerät mit rotierender Scheibe und Dosiereinheit (schwenkbar) Bild 4: Rotierende Scheibe mit Prüfkörpern und Öltröpfchen auf unterschiedlichen Radien Bild 5: Einfache Befestigung unterschiedlicher Prüfkörperformen mit Magnetstreifen T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 53 Der Einfluss der Oberflächenrauheit und Konzentration der oleophoben Schichten auf den Transitfaktor von Silikonöl auf Glas ist in Bild 9 dargestellt. Auf glatten Oberflächen wird die Adhäsion der Tropfen von der Konzentration der oleophoben Schicht nicht beeinflusst, Aus der Praxis für die Praxis 54 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0006 Bild 6: Transitpunkt von Tröpfchen auf oleophoben Oberflächen Bild 7: Transitpunkt von Tröpfchen auf nicht beschichteten Oberflächen Bild 8: Unterschiedliche Tropfenvolumina für Adhäsionstests Bild 9: Einfluss der Oberflächenrauheit auf den Transitfaktor samt (Bild 6), die roten Punkte zeigen die ehemaligen Ausgangspositionen der Tröpfchen. Wenn nicht beschichtete Oberflächen getestet werden, hinterlassen die Tröpfchen Spuren kleinerer Tropfen auf ihrem Weg (Bild 7). 4 Prüfplan und Ergebnisse Der Prüfplan für die vergleichende Bewertung in dieser Prüfreihe umfasste drei Basisöle, die als Schmiermittel in der Feinmechanik verwendet wurden, ein Polyalphaolefin (Oberflächenspannung σ = 30 mN / m), ein Esteröl (σ = 32 mN / m) und ein Silikonöl (σ = 21 mN / m). Die verwendeten Werkstoffe waren Glas mit einer Oberflächenrauheit „glatt“ (R a 0,04 μm, R z 0,4 μm) und „rau“ (R a 0,91 μm, R z 7,91 μm), spritzgegossene Prüfstäbe aus einem Polyamid 66, einem Polybutylenterephthalat und einem Polyacetal. Auf allen Werkstoffoberflächen wurde auch der Einfluss einer oleophoben Beschichtung in unterschiedlichen Konzentrationen (10-hoch, 50-mittel-hoch, 200-mittel, 500-niedrig), wie sie in lebensdauergeschmierten Präzisionsbauteilen verwendet werden, auf die Haftfestigkeit der Schmiermittel geprüft. Zusätzlich wurde auch der Einfluss von variierenden Tropfenvolumina von 0,2 bis 1,5 µl erfasst (Bild 8). auf rauen Oberflächen dagegen nimmt die Wirksamkeit der oleophoben Schicht mit der Konzentration ab. Unabhängig von der Konzentration der oleophoben Schicht ist die Haftung der Öltropfen auf der rauen Oberflächen aber doppelt so hoch wie auf glatten Oberflächen. In Bild 10 ist der Einfluss des Tropfenvolumens und der Konzentration der oleophoben Schichten auf den Transitfaktor von Silikonöl auf Glas (glatte Oberfläche) angegeben. Werden die Tropfenvolumen schrittweise von 1 µl auf 0,2 µl reduziert, erhöhen sich die Transitfaktoren um den Faktor 3,5. Ein weiterer recht interessanter Aspekt bei der Verwendung von oleophoben Schichten ist der Einsatz als Kriechbarriere für Flüssigkeiten. Hier können erhebliche Flüssigkeitsvolumina daran gehindert werden, auf beschichtete Oberflächen aufzukriechen. Als Prüfaufbau im APG wurde ein Silikonöltropfen mit 1,5 µl exakt an der Grenze zum beschichteten Bereich auf die unbe- T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 54 schichtete Glasoberfläche aufgesetzt (Bild 11). Bei der Bestimmung der Transitfaktoren werden in dieser Versuchsanordnung im Vergleich zu den Versuchen, bei denen die Tröpfchen direkt auf die oleophobe Schicht aufgebracht werden, teilweise deutlich höhere Werte beobachtet. Zusätzlich kann ein starker Einfluss der Konzentration der Beschichtung beobachtet werden (Bild 12): höhere Konzentrationen führen zu einer stärkeren Barrierewirkung. Auf Kunststoffoberflächen ist die Haftung der geprüften Schmierstoffe recht unterschiedlich. Jeder Werkstoff und jede olephobe Beschichtungskonzentration wirkt spezifisch im Zusammenspiel mit den jeweiligen Schmierstoffen. Trends können beobachtet werden, aber jede Kombination zeigt individuelles Verhalten. So kann zum Beispiel für jeden Schmierstofftyp, der mit einem bestimmten Kunststoff verwendet wird, die optimale Konzentration der oleophoben Schicht mit der höchsten Haftung bestimmt werden. Die Transitfaktoren der Versuche auf den Kunststoffen mit den oleophoben Schichten in hoher Konzentration (10) und einer mittleren Konzentration (200) sind beispielhaft in den Bildern 13 und 14 zusammengefasst. Aus der Praxis für die Praxis 55 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 DOI 10.30419/ TuS-2019-0006 Bild 10: Einfluss des Tropfenvolumens auf den Transitfaktor Bild 11: Präparation des Prüfkörpers für Barrieretests Bild 12: Einfluss der Konzentration der olephoben Schicht auf den Transitfaktor (Barrieretest) Bild 13: Einfluss der Art des Schmierstoffs und der Art des Kunststoffs (oleophobe Beschichtung mit hoher Konzentration) auf den Transitfaktor Bild 14: Einfluss der Art des Schmierstoffs und der Art des Kunststoffs (oleophobe Beschichtung mit mittlerer Konzentration) auf den Transitfaktor T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 55 schliffen und mit abgestuften Rauheiten erodiert), die üblicherweise für industriell hergestellte Funktionsteile verwendet werden. Danksagung Die Arbeiten in diesem Projekt wurden vom BMBF (ZIM-Projekt KF 2387401 DF9) gefördert. 6 Literatur [1] DIN 55660 Beschichtungsstoffe-Benetzbarkeit, mit den Teilen 1, 2 und 3 (Dezember 2011), Teilen 4 und 5 (April 2012), Teilen 6 und 7 (Oktober 2014). [2] Stehr, Werner: Spontanausfall von heißlaufenden Gleitlagern durch Ölverlust. 15. Internationales Kolloquium TRIBOLOGIE, 17.-19. Januar 2006, Ostfildern, Deutschland. [3] ZIM Forschungsprojekt KF 238 7401 DF9 Sept. 2009 bis Aug. 2011: Entwicklung eines Messgeräts zur dynamischen Prüfung der Adhäsionskräfte von beschichteten Festkörperoberflächen in Kontakt mit Schmierstoffen. Abschlussbericht der Dr. Tillwich GmbH Werner Stehr. Aus der Praxis für die Praxis 56 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 5 Zusammenfassung und Ausblick Die Bestimmung der Adhäsionskräfte unter dynamischen Bedingungen erweitert die Palette der Laborprüfverfahren zur Charakterisierung der Oberflächenbenetzungseigenschaften von Schmierstoffen. Insbesondere die Möglichkeit, auf realen Bauteiloberflächen und mit geringen Ölmengen zu testen, eröffnet neue Perspektiven für die Funktionsvorhersage von lebensdauergeschmierten Systemen in der Feinwerktechnik. Aktuelle Arbeiten konzentrieren sich jetzt auf die Grenzflächenspannung zwischen Schmierstoffen und Materialoberflächen. Durch eine Erweiterung der Auswertemöglichen können zusätzliche Informationen gewonnen werden, z.B. die Bewertung der Fliehkräfte in Bezug auf den Umfang der Tropfen, ausgedrückt als Kraft pro Länge, und die Bewertung der Adhäsionskräfte basierend auf der Oberflächenspannung von Flüssigkeiten und dem Umfang der Tropfen. Als nächsten Schritt sind Prüfreihen geplant zur Bewertung spritzgegossener Kunststoffoberflächen mit unterschiedlichen Oberflächenqualitäten (i.e. poliert, ge- DOI 10.30419/ TuS-2019-0006 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 56 Nachrichten 57 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Als Auftakt einer Reihe von Seminaren, die in enger Kooperation zwischen GfT und Forschungsvereinigung Antriebstechnik (FVA) durchgeführt werden, findet am 26. und 27. Februar 2019 das FVA/ GfT-Grundlagenseminar Getriebeschmierung am Institut für Antriebs- und Fahrzeugtechnik - iaf der Universität Kassel statt. Schwerpunktmäßig behandelt werden die Themen: • Grundlagen der Tribologie • Zahnradtypen und ihre tribologischen Anforderungen • Schmierstoffsorten und Ihre Eignung zur Schmierung von Getrieben • Werkstoffe und Verträglichkeiten • Spezielle Getriebe-Anwendungsbereiche • Tribometrie - Prüfungen für Getriebeschmierstoffe Das Seminar richtet sich an Konstrukteure, Entwickler, Berater und Anwender aller Bereiche des Maschinen-, Anlagen- und Gerätebaus sowie der Schmierstoffindustrie. Konzept und fachliche Gestaltung lagen in den Händen des GfT-Arbeitskreises „Aus- und Fortbildung“ unter Leitung von Dipl.-Ing. Eduard Laukotka. Auch die folgenden Seminare werden von diesem Arbeitskreis konzipiert und betreut. Die GfT hat für die Durchführung von Seminaren und Lehrgänge eigene Richtlinien aufgestellt, die eine hohe Qualität der Weiterbildungsangebote auch in Zukunft gewährleisten sollen. Dies und die Auswahl der Referenten, allesamt ausgewiesene Fachleute auf ihren Gebieten, stellt sicher, dass den Teilnehmern der aktuelle Stand von Forschung und Entwicklung praxisnah präsentiert wird. Weitere Informationen zu diesem und den folgenden Seminaren finden Sie unter „www.gft-de/ de/ fortbildung“ sowie auf den Seiten der FVA unter „www.fva-service.de/ de/ service/ seminare“. GfT und FVA hoffen, dass dies der Beginn einer erfolgreichen Zusammenarbeit ist und können allen Interessierten die Teilnahme nur wärmstens ans Herz legen. Mitteilungen der GfT GfT und FVA starten gemeinsame Lehrgänge mit dem Grundlagenseminar „Getriebeschmierung“ Anzeige Sie haben Schulungsbedarf für ein spezielles Themenfeld oder Anwendungsgebiet im Bereich der Antriebstechnik? Gerne erarbeiten wir mit Ihnen gemeinsam ein optimales Individual Seminar. Entscheiden Sie auch ganz flexibel, ob das Seminar in unseren Seminarräumen in Garching bei München oder bei Ihnen im Unternehmen stattfinden soll. Getriebeschmierung FVA-Grundlagenseminar 26. - 27. Februar 2019 K Kassel FVA-Grundlagenseminar FUCHS Leonberg Kompetenzzentrum Ehem. ZAE-AntriebsSysteme TU Ga Un FVA GmbH · Lyoner Straße 18 · 60528 Frankfurt (Niederrad) · Telefon: +49 69 6603-1729 · www.fva-service.de T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 57 Nachrichten 58 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Mitteilungen der GfT Gesellscha für Tribologie e.V. Gesellscha für Tribologie e.V. - Adolf-Fischer-Str. 34 - 52428 Jülich - Telefon: 02461-3407938 - www.g -ev.de GfT-Förderpreis 2019 - Aufruf zu Nominierungen Der GfT-Förderpreis dient der Würdigung hervorragender Arbeiten, die auf dem Gebiet der Tribologie in letzter Zeit erbracht wurden. Mit ihm werden junge Wissenscha ler und Ingenieure ausgezeichnet, die eine überdurchschni liche Leistung erbracht haben. Die Arbeiten sollen sich auszeichnen durch eine erkennbare Anwendbarkeit, Wissenscha lichkeit, Aktualität, einen eigenständigen, schöpferischen Beitrag und eine klare inhaltliche Form. Kandidaten dürfen das 40. Lebensjahr nicht überschri en haben. Die Arbeit sollte in deutscher oder englischer Sprache geschrieben und maximal zwei Jahre vor der Bewerbung abgeschlossen worden sein. Der GfT-Förderpreis wird in drei Kategorien ausgelobt: » Kategorie 1 (1500,- €): Für Disserta onen oder ähnliche Arbeiten » Kategorie 2 (1000,- €): Für Diplom-/ Master- oder ähnliche Arbeiten » Kategorie 3 (500,- €): Für Bachelor- oder ähnliche Arbeiten Nominierungen sind willkommen und können über die GfT-Geschä sstelle bis zum 15. April 2019 eingereicht werden. Alle weiteren Informa onen nden Sie auf der GfT-Webseite www.g -ev.de. Gesells hat für Tri ologie e.V. Gesells hat für Tri ologie e.V. - Adolf-Fis her-Str. - Jüli h - Telefo : - - .gt-e .de Bite u Ei rei hu g o Vors hläge für de Wer er-Stehr-Preis „Tri ologie ist ü erall“ Die Gesells hat für Tri ologie e.V. erleiht au h i ko e de Jahr ieder de o Fa. Wer er Stehr Tri ologie gesitete Preis „Tri ologie ist ü erall“. Mit diese Preis soll die Ar eit ei es Na h u hs isse s hatlers ausgezei h et erde , die z ar stre g isse s hatli h, jedo h i origi eller Weise tri ologis he Phä o e e aus u sere Alltagsle e eha delt. Der Preisträger darf si h i ht ur ü er ei Preisgeld o 250,- € freue , so der au h ü er ei tri ologis hes O jekt siehe A ildu g , dass ih auf der A s hluss era staltu g der Tri ologie-Fa htagu g i Septe er ü errei ht ird. Falls Ih e ei e e tspre he de Ba helor- oder Masterar eit, ei e Dissertaio oder au h ei e origi elle Veröfe tli hu g, die i ht älter als 2 Jahre ist, aufällt, ge e Sie diese ite is zu . Ju i der GfT- Ges hätsstelle eka t. T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 58 Nachrichten 59 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Mitteilungen der GfT Gesellscha für Tribologie e.V. Information und Anmeldung/ Information and registration: Vortrags- und Posteranmeldung per E-Mail mit aussagefähiger Kurzfassung (max. 1 Seite DIN A4) an: Registra on of papers and posters by e-mail including a descrip ve abstract (max. 1 page DIN A4): E-Mail: tribologie@g -ev.de Gesellscha für Tribologie e.V. Adolf-Fischer-Str. 34, 52428 Jülich Telefon: (02461) 340 79 38 Internet: www.g -ev.de Termine/ Deadlines: Vortragsanmeldungen/ Abstract submission ........................................... 26.04.2019 Bestä gung der Annahme/ Con rma on of acceptance ............................... 31.05.2019 4-zeilige Zusammenfassung für das Programmhe / 4-line summary for programme booklet ............ 21.06.2019 Abgabe des Manuskripts/ Manuscript submission ...................................... 16.08.2019 Tagungssprachen/ .............................. Deutsch und Englisch Conference languages .......................... German and English Programmausschuss/ Programme committee: G. Poll, Hannover (Vorsitz) T. Gradt, Berlin V. Popov, Berlin A. Rienäcker, Kassel H. Rodermund, Schwedelbach B. Sauer, Kaiserslautern C. Specht, Schweinfurt K. Stahl, München R. Zechel, München Tagungsort/ venue: Tagungs-Hotel Freizeit In Dransfelder Str. 3 D-37079 Gö ngen Tagungsgebühren/ conference fees: inkl. Tagungsunterlagen und Verp egung » Nichtmitglieder € 670,- » GfT- und DGMK-Mitglieder € 650,- » Vortragende € 350,- » Hochschulangehörige* € 470,- » im Ruhestand oder arbeitssuchend € 200,- » Studenten** bis Master/ Diplom € 50,- * außer Professoren/ Ins tutsleiter ** ohne Tagungsunterlagen Abendveranstaltung/ Conference dinner*** € 59,50 inkl. Speisen und Getränke (incl. 19% MWSt.) *** Hierzu ist eine separate Anmeldung erforderlich! Einladung zur Vortragsanmeldung Call for Papers 60. Tribologie-Fachtagung 60. German Tribology Conference 23. - 25. September 2019 in Gö ngen Reibung, Schmierung und Verschleiß Fric on, Lubrica on and Wear T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 59 Nachrichten 60 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Mitteilungen der GfT » Zerspanungs- und Umformtechnik Metall- und Kunststo verarbeitung, Minimalmengenschmierung, Trockenbearbeitung » Maschinenelemente und Antriebstechnik Gleit- und Wälzlager, Getriebe und Zahnräder, pneuma sche und hydraulische Systeme, reibschlüssige Verbindungen » Dichtungstechnik Gleitringdichtungen, Radial-Wellendichtungen, berührungslose Systeme, Tribologie der Elastomere » Tribologie in der Fahrzeugtechnik Motor, Getriebe, Fahrwerk, Bremsen, Aggregate und Ausrüstung, Tribologie für E-Mobilität und alterna ve Kra sto e » Tribologie für Erdbohrungen und Tunnelbau Werksto e und Technologien für Bohrköpfe, Materialabtransport, Erzmühlen, Dichtungen usw. » Biotribologie, Life Science Tribologische Systeme in Lebewesen, biomedizinische Tribowerksto e, Prü echnik New drivetrain technologies, turnaround in energy policy, digitaliza on, etc. entail big challenges also for tribolgists. Therefore, the 60th German Tribology Conference will be exci ng and up-to date as never before and the best occasion to gather informa on about current research in this eld, present own results and talk with colleagues. Neue Antriebstechnologien, Energiewende, Digitalisierung usw. bringen große Herausforderungen auch für Tribologen mit sich. Deshalb wird die 60ste Fachtagung zweifellos spannend und aktuell wie nie zuvor und die beste Gelegenheit, Informa onen über die neueste Forschung auf diesem Gebiet zu sammeln, eigene Ergebnisse zu präsen eren und mit Kollegen direkt ins Gespräch zu kommen. Wir bi en um Anmeldungen für Vorträge und Poster zu folgenden Themen: » Tribologische Systeme Reibsysteme, Verschleiß und Lebensdauer, Berechnungs- und Simula onsmethoden, Mikro- und Nanotribologie » Tribometrie Praxisnahe Prüfverfahren, Messtechnik in Forschung, Entwicklung und Anwendung, Überwachungssysteme » Datenbanken und Datenanalyse Tribologische Datenbanken, Werkzeuge zur tribologischen Datenanalyse » Werksto e und Werksto echnologien Metalle, Polymere, Verbund- und Leichtbauwerksto e, neue Anwendungen, tribologische Charakterisierung » Dünne Schichten und Ober ächentechnologien Beschichtungswerksto e und -verfahren, neue Anwendungen, tribologische Charakterisierung » Schmiersto e und Schmierungstechnik Schmiersto e, Addi ve, Kühlschmiersto e, Schmierungs-, Wartungs- und Entsorgungssysteme We invite you to register papers and posters on the following topics: » Tribosystems Fric on systems, wear life me, calcula on and simula on methods, microand nanotribology » Tribometry Prac ce relevant test methods, instrumenta on in research, development and applica on, monitoring » Data basis und Data Analysis Tribological Data basis, tools for tribological data analysis » Materials and Materials Technology Metals, polymers, compounds, lightweight materials, new applica ons, tribological characterisa on » Thin Layers and Surface Technologies Coa ng materials and processes, new applica ons, tribological characterisa on » Lubricants and Lubrica on Technology Lubricants, addi ves, metal working uids, lubricaon, maintenance and disposal technology » Machining and Forming Technology Metals and polymer processing, minimum quan ty lubrica on, dry machining » Machine Elements and Transmission Technology Journal and roller bearings, transmissions and gears, pneuma c and hydraulic systems, fric on couplings » Sealing Technology Slip ring seals, sha seals, non-contact systems, tribology of elastomers » Tribology in Automo ve Technology Engine, transmissions, chassis, brakes, components, equipment, Tribology for e-mobility and alterna ve fuels » Tribology for Earth Drilling and Tunnelling Materials and technologies for drill heads, material transport, ore mills, seals etc. » Biotribology, Life Science Tribosystems in living organisms, biomedical tribomaterials, test methods Plenarvorträge und weitere Programmpunkte zur 60-jährigen Geschichte der GfT - Rückblick und Zukun sperspek ven Plenary speeches further programme items about the 60-year history of GfT - Look back and future prospects T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 60 Nachrichten 61 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Mitteilungen der ÖTG Scope The European Conference on Tribology 2019 (ECOTRIB 2019) is the next one in the series of this biennial Conference events primarily focused on the economy and industrial landscape of Central and South Europe. This conference will be organised in Austria by the Austrian Tribology Society - in cooperation with the Austrian Center of Competence for Tribology (AC²T) and the Vienna University of Technology - and co-organized by the Italian Tribology Association, the Slovenian Society for Tribology, and Swiss Tribology. Topics Major topics addressed by ECOTRIB 2019 will be • Tribology impacts on ecology and economy • Fundamentals of tribology / Nanotribology • Novel lubricants and lubrication concepts • Smart materials and functional coatings • Tribology in production processes • Tribology in transportation and logistics • Tribology of machine elements • Tribosystem reliability, lifetime assessment, condition monitoring • Modelling and simulation of tribological processes and systems • Tribosensorics and measuring methods for tribological tasks • Tribocorrosion / Tribology under extreme conditions • Biotribology / Tribology in life sciences Venue After a series of successful events Wien and the “Vienna Region” is appointed once more to be the venue for the next ECOTRIB conference, following a certain tradition reminding on the “World Tribology Congress 2001” held in Vienna. ECOTRIB 2019 will be hosted by the Association of Metaltechnology Industries, Austrian Economic Chamber, Wiedner Hauptstraße 63, A-1045 Wien. The capital of Austria is located in the heart of Europe and one of the four official residences of the United Nations. The city welcomes millions of tourists every year with its with its proverbial Viennese hospitality. A couple of centuries Wien was the residence of the Habsburg dynasty and since that time Wien has a great diversity of magnificent historical buildings, churches and parks. Nowadays, Wien and the “Vienna Region” exhibit as well a modern architecture, high-tech industries, and education and research institutions, like the “Centre of Excellence of Tribology” in Wiener Neustadt (tour of labs will be scheduled), with many connections to the core tasks of tribology. More information will be available from mid of Dec. 2018 via: www.oetg.at/ ecotrib2019 On behalf of ÖTG: Nicole D ÖRR , Friedrich F RANEK , Andreas P AUSCHITZ (AC²T) Andreas Merstallinger (AAC) / Organisation Ewald B ADISCH (AC²T), Carsten G ACHOT (TU Wien), Gerwin P REISINGER (SKF Österreich) / Program Scheduling Austrian Tribology Society Italian Tribology Association Slovenian Society for Tribology Swiss Tribology ECOTRIB 2019 European Conference on Tribology Organisation Consortium Wien, Austria 12 - 14 June 2019 Wien Austria Germany Italy Switzerland Slovenia Slovakia Czech Republic Hungary Second Announcement and CALL FOR PAPERS 2018-11 | An2-CfP T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 61 Nachrichten 62 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Mitteilungen der ÖTG Mitteilungen der ÖTG Tribologie-Lehre an der TU Wien ausgezeichnet - „Best Lecture Award 2018“ für Univ.-Prof. Dr. Carsten G ACHOT Dr. Carsten G ACHOT - zuvor wissenschaftlicher Mitarbeiter in der Fachrichtung Materialwissenschaft und Werkstofftechnik, Lehrstuhl für Funktionswerkstoffe, der Universität des Saarlandes, Saarbrücken, sowie am Imperial College London - wurde mit 01. Oktober 2016 als Universitätsprofessor für Tribologie an die TU Wien berufen. Damit wurde das Fachgebiet Tribologie offiziell (wieder) an dieser tertiären Bildungseinrichtung etabliert. Mit dem „Best Lecture Award“ wird eine besonders herausragende Lehrveranstaltung ausgezeichnet. Im Falle von Univ.-Prof. G ACHOT betraf dies 2018 die insbesondere an die Studierenden des Maschinenbaus gerichtete Vorlesung „Tribologie der Maschinenelemente“. Den Hörerinnen und Hörern dieser Lehrveranstaltung hat sich das Fachgebiet und vor allem dessen überzeugende und begeisternde didaktische Darbietung offensichtlich eingeprägt. Mit dem Votum des Auditoriums wird nicht nur der Einsatz des Vortragenden belohnt, sondern auch in besonderer Weise die Tribologie wieder einmal „auf die Bühne“ bzw. ins Bewußtsein des akademischen Geschehens geholt. Im Rahmen der genannten Lehrveranstaltung im Ausmaß von 2 Semesterwochenstunden (SWS) werden am Anfang die notwendigen Grundlagen der Tribologie (Tribosystem, Technische Oberflächen, Verschleiß und Reibung) erläutert, anschließend wird zu anwendungsnahen Beispielen im Bereich der Konstruktionselemente übergeleitet. Angesprochen werden auch numerische Simulationsmethoden in der Reibungslehre. Diese Lehrveranstaltung wird ideal ergänzt durch die Vorlesung „Geschmierte Kontakte - Einführung in die Schmierstoff-Oberflächenwechselwirkungen“ (ebenfalls 2 SWS), in der detaillierter auf die tribologischen Grundlagen eingegangen wird und in der das Thema Schmierstoffe intensiv behandelt wird. Die Vorlesungen sind integrierender Bestandteil des „Vertiefungsmoduls Maschinenelemente und Tribologie“ für die Studierenden des Masterstudiums Maschinenbau und bilden das Arbeitgebiet der von Univ.-Prof. G ACHOT geleiteten Gruppe Tribologie auf die Lehre ab. Sie fügen sich harmonisch in das weitere Lehrveranstaltungsangebot am Institut für Konstruktionswissenschaften und Technische Logistik ein, dem - wenn auch im Ruhestand - ÖTG-Präsident Univ.-Prof. Dr. Friedrich F RANEK angehört. Univ.-Prof. G ACHOT ist Mitglied des ÖTG-Vorstandes und auch als Key Researcher in Forschungsprojekte des Exzellenzzentrums für Tribologie in Wiener Neustadt (Niederösterreich) eingebunden und betreut insbesondere einige laufende Doktoratsarbeiten. Wir wünschen Herrn Univ.-Prof. G ACHOT weiterhin den besten Erfolg im Sinne der Heranbildung des tribologischen Nachwuchses sowie für den weiteren Aufbau der Gruppe Tribologie an der TU Wien. Martina G ANTAR -H OFINGER , 05.12.2018 Trophäe zum Best Lecture Award Foto: ÖTG Univ.-Prof. C. G ACHOT Foto: CG T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 62 Mit der zunehmenden Mechanisierung und Automatisierung werden an das betriebssichere Verhalten aller Maschinenelemente immer höhere Anforderungen gestellt; sonst würden die Kosten für Betriebsstörungen infolge von Maschinenschäden zu stark anwachsen. Dabei ist zu berücksichtigen, dass die direkten Kosten für die Reparatur oder den Austausch des ausgefallenen Maschinenelements normalerweise nur den kleineren Teil der Gesamtkosten ausmachen. Weitaus höhere Kosten können durch Folgeschäden und die wirtschaftlichen Einbußen infolge Produktionsausfalls einer Betriebsanlage entstehen. Aus diesem Zusammenhang lassen sich zwei Folgerungen ableiten: einmal werden an die vorbeugende In- Maschinenelement Zahnrad - Geradverzahntes Stirnrad standhaltung außerordentlich hohe Anforderungen gestellt, um mögliche Schäden „vorherzusagen“ und ein Maschinenelement mit potenzieller Schadensgefahr rechtzeitig vor dem endgültigen Ausfall auswechseln zu können. Zum anderen muss durch die eingehende Analyse eines eingetretenen Schadensfalles dessen Ursache schnell und vor allem möglichst eindeutig ermittelt werden, damit durch entsprechende Abhilfe- und Vorbeugemaßnahmen eine Wiederholung vermieden wird. In dieser Rubrik werden daher für die Schadensanalyse zunächst Tafeln vorgestellt, welche die Schadensaufklärung erleichtern können. Danach werden typische und interessante Schadensfälle erläutert, die in der Regel aus der Praxis stammen. Joachim Zerbst S CHADENS - ANALYSE S CHADENS - KATALOG Schadensbild Oberbegriff: Ausbrüche durch Ermüdung Unterbegriff: Grübchen Beschreibung des Schadensbildes Aus der Zahnflanke ausgebrochene Materialteilchen. Im vorliegenden Fall begann die Grübchenbildung im Bereich des Wälzkreises und setzte sich über die gesamte Flanke fort. Schadensursache Werkstoffermüdung infolge Überbelastung und dadurch ständige Überschreitung der zulässigen Werkstoffbeanspruchung. Weitere Einflussfaktoren sind zu niedrige Viskosität und/ oder ungeeignete Extreme-Pressure-Legierung des Getriebeöls. Schadensanalyse/ Schadenskatalog 63 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 63 Anzeige 64 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 MASCHINENBAU \ TRIBOLOGIE Josef Triesch Reinigung von Kühlschmierstoffen Konzepte, Methoden und Hinweise für den Praktiker Reihe Technik 2., neu bearbeitete und erweiterte Au age 2016, 102 Seiten, 86 Abb., 7 Tab. €[D] 29,80 ISBN 978-3-8169-3355-7 Dieses Fachbuch zeichnet sich dadurch aus, dass es nicht nur die Theorie behandelt, sondern Erfahrungen des Autors aus über 30-jähriger Tätigkeit auf dem Gebiet der Filtration und Reinigung von Kühlschmierstoffen vermittelt. Die Bedeutung der Kühlschmierstoffe sowie ihre Reinigung und ihr Einsatz in der spanenden Industrie werden praxisnah erläutert. Neben den Grundlagen über die Filtration werden eine Vielzahl von Reinigungsmöglichkeiten vorgestellt, mit Auslegungshinweisen, Vor- und Nachteilen und Besonderheiten des jeweiligen Anwendungsfalls. Der dargestellte Aufbau von modernen Kühlschmierstoff-Umlaufsystemen und Beispiele von praxiserprobten Anlagen geben Entscheidungshilfen für die Lösung von Problemen, wie sie in der Praxis auftreten. Bei der Neuau age dieses Fachbuches wurden einige Reinigungskomponenten und deren Einsatzmöglichkeiten ergänzt, die in der Praxis Anwendung nden. Sehr häu g ist es vorteilhaft verschiedene Reinigungsverfahren zu kombinieren, um eine optimale Lösung für den jeweiligen Anwendungsfall zu erreichen. Inhalt Grundlagen: KSS-Funktionskreis - KSS-Umlaufsystem - Reinigungsverfahren - Filtrationsverfahren - Filtrationskräfte - Vakuum-/ Druck ltration - Filterfeinheit - Reinigungskosten - Filter-Grundbegriffe Auslegung, Dimensionierung: Grundgleichungen - Auslegung der Filterstufe - Behälterauslegung - Rohrleitungen: Umlaufsysteme: Systemaufbau - KSS-Kreislauf - Systemeinrichtungen - Vollstrom, Teilstrom, Hauptstrom - Behälter-Ausführungen; Moderne Reinigungskomponenten: Filter und Abscheider; Anwendungsbeispiele: Einzel-/ Zentralsysteme - Filterzuordnung - Praxis-Beispiele - Störfaktoren - Ökologische Aspekte. Die Interessenten: Das Buch wendet sich an Anlagenplaner, Anlagenbetreiber, Wartungs- und Instandhaltungspersonal, Werksleiter, Betriebsingenieure, Fachleute in der Automobil-, Kugellager- und Werkzeugmaschinenindustrie sowie an KSS-Lieferanten und Anlagenhersteller. expert verlag GmbH Dischingerweg 5 \ 72070 Tübingen \ Tel. +49 (07071) 97556 -0 \ Fax +49 (07071) 97 97-11 \ info@verlag.expert \ www.narr.de Stand: Januar 2019 · Änderungen und Irrtümer vorbehalten! T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 64 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 65 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik W. J. Bartz, Denkendorf Ölgeschmierte Wälzlager Beispiele für große Ölmengen im Bereich der Lagerung ohne die Eintauchtiefe der Wälzkörper zu erhöhen, zeigt Bild 4.48. Der Ölumlauf wird gewährleistet, ohne dass eine fremdangetriebene Ölpumpe benötigt wird. Eine ähnliche Lösung wird in Bild 4.49, links, gezeigt. Bild 4.48: Links: Tauchschmierung bei Wälzlagern, rechts: Durch eine Fangtasche wird Spritzöl gesammelt und gewährleistet über Bohrungen die Ölversorgung einer Lagerung Bild 4.49: Links: Schmierung von Zahnrädern und Wälzlager, rechts: Ölzufuhr zum Lager durch Ölförderring Bild 4.49, rechts, zeigt die Ölförderung durch einen Ölförderring aus einem großen Ölbehälter unterhalb der Lagerung. Auch bei senkrechter Welle kann die Ölförderung ohne Pumpe gewährleistet werden. Bild 4.50, links, zeigt eine solche Lösung durch einen Förderkegel. T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 65 Handbuch der Tribologie und Schmierungstechnik 66 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Eine ähnliche Lösung zeigt Bild 4.50, rechts, wobei die Ölförderung durch eine konische Hohlspindel erfolgt. Bekanntlich besitzen manche Lagerbauformen eine interne Förderwirkung. So muss etwa bei einem Kegelrollenlager das Öl am kleinen Durchmesser zugeführt werden, weil es zum großen Durchmesser gefördert wird. Bild 4.51 zeigt eine solche Lösung. Das am großen Durchmesser eingespritzte Öl dient in erster Linie der Kühlung des Lagers. 4.5 Zahnradpaarungen 4.5.1 Einführung Getriebe dienen der Kraft- und Momentenübertragung. Dies kann durch Strömungsgetriebe mit fluchtenden Wellen und durch mechanische Getriebe mit nicht-fluchtenden Wellen geschehen (Bild 4.52). Grundsätzlich zu unterscheiden sind die geschlossenen und die offenen Getriebe. Bild 4.50: Links: Ölförderung durch einen Förderkegel, rechts: Ölförderung durch eine konische Bohrung in einer Hohlspindel Bild 4.52: Der Getriebebaum bis zu den Zahnradgetrieben Bild 4.51: Öleinspritzung: Beidseitige Ölzufuhr in ein schnell laufendes Kegelrollenlager T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 66 Normen 67 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 1 Normen der Schmierungstechnik 1.1 Nationale Normen und Entwürfe 1.1.1 DIN-Normen Z DIN 3536: 1994-01 Schmierstoffe für Gasarmaturen in der Hausinstallation, in Gasverteilungs- und Gastransportleitungen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 3536: 2018-09 DIN 3536: 2018-09 Print: 44,40 EUR/ Download: 40,80 EUR Schmierstoffe für Gasarmaturen in der Hausinstallation, in Gasverteilungs- und Gastransportleitungen Lubricants for gas valves in indoor installation, gas distribution and gas transportation pipe lines Ersatz für DIN 3536: 1994-01 Gegenüber DIN 3536: 1994-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) redaktionelle Überarbeitung; b) Aktualisierung der normativen Verweisungen; c) Abschnitt 6.7 „Prüfung der elektrischen Durchschlagsspannung“ wurde überarbeitet. Diese Norm gilt für Anforderungen und Prüfungen von synthetischen oder aus Mineralöl hergestellten Schmierstoffen für Gasarmaturen In der Hausinstallation, in Gasverteilungs- und Gastransportleitungen, die mit Gasen nach den DVGW-Arbeitsblättern G 260 und G 262 betrieben werden, ausgenommen Flüssiggas in flüssiger Phase. E DIN ISO 11009: 2018-09 Print: 67,00 EUR/ Download: 61,70 EUR Mineralölerzeugnisse und Schmierstoffe - Bestimmung der dynamischen Wasserbeständigkeit von Schmierfetten (ISO 11009: 2000); Text Deutsch und Englisch Petroleum products and lubricants - Determination of water washout characteristics of lubricating greases (ISO 11009: 2000); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 11009: 2007-07 Erscheinungsdatum: 2018-08-24 Einsprüche bis 2018-10-17 Gegenüber DIN ISO 11009: 2007-07 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Änderung des Toleranzbereichs der Füllung des Lagers mit Schmierfett unter 8.1; b) Ergänzung einer nationalen Fußnote hinsichtlich der Formel für die Berechnung des Masseverlusts; c) redaktionelle Änderungen. Diese Internationale Norm legt ein Verfahren zur Bestimmung des Widerstandes eines Schmierfettes im Lager gegen Wasser bei einer Prüftemperatur von 38 °C und 79 °C unter definierten Laborbedingungen fest. Die Prüfung ist nicht mit anderen Feldprüfungen unter Betriebsbedingungen gleichzusetzen. E DIN 51380: 2018-09 Print: 44,40 EUR/ Download: 40,80 EUR Prüfung von Schmierstoffen - Bestimmung der leichtsiedenden Anteile in gebrauchten Motorenölen - Gaschromatographisches Verfahren Testing of lubricants - Test for fuel diluent in used automotive engine oils - Gas chromatography method Vorgesehen als Ersatz für DIN 51380: 2016-12 Erscheinungsdatum: 2018-08-03 Einsprüche bis 2018-09-27 Gegenüber DIN 51380: 2016-12 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) das Dokument wurde redaktionell überarbeitet; b) Formulierung der Kurzbeschreibung angepasst; c) Abschnitt zu Bezeichnung entfernt; d) Formulierung zur Berechnung der Gesamtfläche des Gaschromatogramms verdeutlicht. Dieses Dokument legt ein Verfahren zur Bestimmung von leichtsiedenden Anteilen in gebrauchten Motorenölen fest. Diese Anteile geben Hinweise auf die Kraftstoffverdünnung des Öls. Kraftstoff kann z. B. durch eine unvollständige Verbrennung im Zylinder des Motors kondensieren und so in das Motorenöl eingetragen werden. Bei den Kraftstoffen handelt es sich um Ottokraftstoff, z. B. nach DIN EN 228, und Dieselkraftstoffe auf Mineralölbasis, z. B. nach DIN EN 590. ZE DIN 51455: 2014-11 Flüssige Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Partikelanzahl und Partikelgröße in Ölen DIN SPEC 51455: 2018-09 Print: 65,50 EUR/ Download: 60,30 EUR Flüssige Mineralölerzeugnisse - Bestimmung der Partikelanzahl und Partikelgröße in Ölen Liquide petroleum products - Determination of particle number and particle size in oils Dieses Dokument gilt für frische Mineralöle und synthetische Öle mit Zusätzen und ohne Zusätze. Sofern sich eine adäquate Probenmenge über den Membranfilter abfiltrieren lässt und die Rückstände mit Lösungsmittel ölfrei gewaschen werden können, lässt sich dieses Dokument auch auf gebrauchte Öle anwenden. Das in diesem Dokument festgelegte Verfahren dient zur Bestimmung der Partikelanzahl und Partikelgröße in Ölen. Z DIN 51517-1: 2014-02 Schmierstoffe - Schmieröle - Teil 1: Schmieröle C, Mindestanforderungen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51517-1: 2018-09 DIN 51517-1: 2018-09 Print: 59,60 EUR/ Download: 54,80 EUR Schmierstoffe - Schmieröle - Teil 1: Schmieröle C, Mindestanforderungen Normen T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 67 Normen 68 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Lubricants - Lubricating oils - Part 1: Lubricating oils C, Minimum requirements Ersatz für DIN 51517-1: 2014-02 Gegenüber DIN 51517-1: 2014-02 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normative Verweisungen und Verweisungen auf Prüfnormen aktualisiert; b) Neufassung des Textes zu Anhang A, Read Across Richtlinien zur Anwendung auf unterschiedliche ISO- Viskositätsklassen (ISO VG); c) Aufnahme der Anmerkung 2 zur Anwendung von Read Across unter Abschnitt 5; d) Änderung der Mindestanforderungstabelle 1 bzgl. der Grenzwerte für das Verhalten gegen Dichtungswerkstoff; e) Änderung der Fußnote e in Tabelle 1; f) Aufnahme eines Anhangs B, Richtwerte für die Elastomerverträglichkeit. Dieses Dokument legt Mindestanforderungen an Schmieröle C fest, welche vorwiegend für Umlauf- und Tauchschmierung empfohlen werden. Z DIN 51517-2: 2014-0 Schmierstoffe - Schmieröle - Teil 2: Schmieröle CL, Mindestanforderungen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51517-2: 2018-09 DIN 51517-2: 2018-09 Print: 67,00 EUR/ Download: 61,70 EUR Schmierstoffe - Schmieröle - Teil 2: Schmieröle CL, Mindestanforderungen Lubricants - Lubricating oils - Part 2: Lubricating oils CL, Minimum requirements Ersatz für DIN 51517-2: 2014-02 Gegenüber DIN 51517-2: 2014-02 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normative Verweisungen und Verweisungen auf Prüfnormen aktualisiert; b) Neufassung des Textes zu Anhang A, Read Across Richtlinien zur Anwendung auf unterschiedliche ISO- Viskositätsklassen (ISO VG); c) Aufnahme der Anmerkung 2 zur Anwendung von Read Across unter Abschnitt 5; d) Änderung der Mindestanforderungstabelle 1 bzgl. der Grenzwerte für das Verhalten gegen Dichtungswerkstoff; e) Änderung der Fußnote e in Tabelle 1; f) Aufnahme eines Anhangs B, Richtwerte für die Elastomerverträglichkeit. Dieses Dokument legt Mindestanforderungen an Schmieröle CL fest, welche vorwiegend für Umlaufschmierung empfohlen werden, wenn höhere Anforderungen an die Alterungsbeständigkeit und/ oder den Korrosionsschutz als an Schmieröle C nach DIN 51517-1 gestellt werden. Z DIN 51517-3: 2014-02 Schmierstoffe - Schmieröle - Teil 3: Schmieröle CLP, Mindestanforderungen Zurückgezogen, ersetzt durch DIN 51517-3: 2018-09 DIN 51517-3: 2018-09 Print: 74,40 EUR/ Download: 68,30 EUR Schmierstoffe - Schmieröle - Teil 3: Schmieröle CLP, Mindestanforderungen Lubricants - Lubricating oils - Part 3: Lubricating oils CLP, Minimum requirements Ersatz für DIN 51517-3: 2014-02 Gegenüber DIN 51517-3: 2014-02 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Normative Verweisungen und Verweisungen auf Prüfnormen aktualisiert; b) Neufassung des Textes zu Anhang A, Read Across- Richtlinien zur Anwendung auf unterschiedliche ISO- Viskositätsklassen (ISO VG); c) Aufnahme der Anmerkung 2 zur Anwendung von Read Across unter Abschnitt 5; d) Aufnahme des Flender-Schaumtests, ISO 12152; e) Änderung der Mindestanforderungstabelle 1 bzgl. der Grenzwerte für das Verhalten gegen Dichtungswerkstoff; f) Änderung der Fußnoten e und h in Tabelle 1; g) Aufnahme eines Anhangs B, Richtwerte für die Elastomerverträglichkeit. Dieses Dokument legt Mindestanforderungen an Schmieröle CLP fest, welche vorwiegend für Umlauf- und Tauchschmierung empfohlen werden. 1.2 Internationale Normen und Entwürfe keine 2 Sonstige tribologisch relevante Normen 2.1 Nationale Normen und Entwürfe 2.1.1 DIN-Normen E DIN ISO 76: 2018-09 Print: 96,90 EUR/ Download: 89,00 EUR Wälzlager - Statische Tragzahlen (ISO 76: 2006 + Amd.1: 2017); Text Deutsch und Englisch Rolling bearings - Static load ratings (ISO 76: 2006 + Amd.1: 2017); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 76: 2009-01 Erscheinungsdatum: 2018-08-03 Einsprüche bis 2018- 09-27 Gegenüber DIN ISO 76: 2009-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Einführung folgender Symbole in Abschnitt 4: E(κ), K(κ), Σρe, Σρi, F(ρ), γ, κ b) Überarbeitung des Abschnittes 5.1.1 und Einführung der Formeln (2), (3) und (4); c) Überarbeitung des Abschnittes 6.1 und Einführung der Formeln (8) und (9); d) Überarbeitung des Abschnittes A.5.2; e) Überarbeitung des Abschnittes A.5.3; f) Einführung des Anhangs B; g) Einführung des Anhangs C. T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 68 Normen 69 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Unter mäßig hohen statischen Belastungen entstehen an Wälzkörpern und Laufbahnen von Wälzlagern bleibende Verformungen, die mit zunehmender Belastung allmählich zunehmen. Ob diese im Lager entstehenden Verformungen in einem bestimmten Anwendungsfall zulässig sind, kann oft nicht durch Versuche unter den Bedingungen des Anwendungsfalls festgestellt werden. Deshalb sind andere Verfahren erforderlich, um die Eignung des gewählten Lagers nachzuweisen. Die Erfahrung zeigt, dass eine bleibende Gesamtverformung entsprechend dem 0,000 1fachen des Wälzkörperdurchmessers im Mittelpunkt der am höchsten belasteten Berührstelle zwischen Wälzkörper und Laufbahn in den meisten Anwendungsfällen ohne Beeinträchtigung des Betriebsverhaltens des Lagers zugelassen werden kann. Die statische Tragzahl wird folglich so hoch angesetzt, dass diese Verformung ungefähr dann eintritt, wenn die statische äquivalente Belastung gleich der statischen Tragzahl ist. Versuche in verschiedenen Ländern deuten darauf hin, dass eine Belastung in der fraglichen Höhe gleichgesetzt werden kann mit einer berechneten Beanspruchung der Berührstelle von 4600 MPa bei Pendelkugellagern 4200 MPa bei allen anderen Kugellagern und 4000 MPa bei allen Rollenlagern im Mittelpunkt den am höchsten belasteten Berührstelle zwischen Wälzkörper und Laufbahn. Die Gleichungen und Faktoren zur Berechnung der statischen Tragzahlen beruhen auf diesen Beanspruchungen an der Berührstelle. Die zulässige statische äquivalente Belastung kann je nach den Anforderungen an Laufruhe und Reibungswiderstand und je nach der jeweiligen Geometrie der Berührflächen kleiner, gleich oder größer als die statische Tragzahl sein. Lageranwender, die in Hinsicht auf diese Bedingungen nicht über Erfahrungen verfügen, sollten den Lagerhersteller um Rat fragen. Dieses Dokument legt Verfahren für die Berechnung der statischen Tragzahl und der statischen äquivalenten Belastung für Wälzlager in den Größenbereichen fest, die in den entsprechenden ISO Normen angegeben werden, für Lager, die aus heute allgemein verwendetem, hochwertigem, gehärtetem Wälzlagerstahl nach bewährten Herstellverfahren gefertigt sind und deren Wälzflächenformen im Wesentlichen der herkömmlichen Ausführung entsprechen. Berechnungen nach dieser Internationalen Norm ergeben keine befriedigenden Ergebnisse, wenn Lager Betriebsbedingungen unterworfen sind und/ oder eine innere Konstruktion aufweisen, die zu einer beträchtlichen Beschneidung der Kontaktflächen zwischen Wälzkörpern und Laufbahnen führen. Die gleiche Einschränkung gilt, wenn die Anwendungsbedingungen Abweichungen von der üblichen Beanspruchungsverteilung im Lager hervorrufen, z. B. Fluchtungsfehler, Vorspannung oder sehr großes Lagerspiel, oder wenn eine besondere Oberflächenbehandlung oder Beschichtungen angewendet werden. Wenn angenommen werden muss, dass solche Bedingungen vorliegen, sollte der Anwender den Lagerhersteller um Empfehlungen und um die Berechnung der statischen äquivalenten Belastung bitten. Diese Internationale Norm ist nicht auf Konstruktionen anzuwenden, in denen die Wälzkörper direkt auf der Welle oder im Gehäuse laufen, es sei denn, die Lauffläche ist in jeder Beziehung der Lauffläche des Lagerringes oder der Lagerscheibe gleichwertig, die sie ersetzt. Soweit sich diese Internationale Norm auf zweireihige Radiallager und zweiseitig wirkende Axiallager bezieht, wird vorausgesetzt, dass diese symmetrisch sind. Weiterhin sind Richtwerte für statische Tragsicherheiten angegeben, die bei Anwendungsfällen mit hoher Beanspruchung anzuwenden sind. B DIN 1496: 1996-03 Gleitlager - Ermittlung des Betriebsverhaltens von feinwerktechnischen Gleitlagern mit der SLPG-Prüfeinrichtung Zurückziehung beabsichtigt: technisch veraltet. Einsprüche bis 2018-10-31 E DIN 3996: 2018-09 Print: 166,60 EUR/ Download: 153,40 EUR Tragfähigkeitsberechnung von Zylinder-Schneckengetrieben mit sich rechtwinklig kreuzenden Achsen Calculation of load capacity of cylindrical worm gear pairs with rectangular crossing axes Vorgesehen als Ersatz für DIN 3996: 2012-09 Erscheinungsdatum: 2018-08-31 Einsprüche bis 2018-12-24 Gegenüber DIN 3996: 2012-09 wurden folgende maßgebliche Änderungen vorgenommen: a) Das Verfahren zur Bestimmung der lastabhängigen Verzahnungsverluste PVZP wurde durch die Methode nach [17] ersetzt. Hierzu wurde eine zweite Gleichung (22) zur Schmierspalthöhenberechnung eingeführt, um eine nicht-iterative Vorgehensweise beizubehalten (6.2.2). b) Die Sumpftemperatur hat einen Einfluss auf die lastabhängigen Verzahnungsverluste PVZP. c) Die Aufteilung der Gesamtverlustleistung PV in einzelne Verlustleistungskomponenten wurde nach ISO/ TR 14179-2 angepasst. d) Die Näherungsgleichungen zur Berechnung der Leerlauf-, Lager- und Dichtungsverlustleistung sind nicht mehr Bestandteil des genormten Berechnungsumfanges. Somit erlaubt die Norm weiterhin die Berechnung des Verzahnungswirkungsgrades, jedoch nicht die eines Gesamtwirkungsgrades. e) Die Unterscheidung nach Methode A, B und C bei der Berechnung der Zahnfußtragfähigkeit in Abschnitt 11 wurde überarbeitet. Es wurde eine allgemeingültige Gleichung zur Berechnung der Zahnfußsicherheit ergänzt. Im Anhang G wurden Hinweise zur Berechnung der Zahnfußsicherheit nach Methode B ergänzt. Diese Norm dient zur Nachrechnung der Tragfähigkeit von Zylinder-Schneckengetrieben. Sie berücksichtigt die Tragfähigkeitsgrenzen Verschleiß, Grübchenbildung, Zahnbruch, Durchbiegung der Schnecke und Temperatur. Die Verschleißberechnung beruht auf dem Prinzip, dass die Verschleiß-intensität einer Werkstoff / Schmier- T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 69 Normen 70 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 stoff-Kombination eine Funktion der Schmierfilmdicke sowie der Schmierstoffstruktur ist. Bei der Grübchentrag-fähigkeit ist die Haupteinflußgröße die Hertzsche Pressung. Die Berechnung der Zahnfußtragfähigkeit basiert auf einer nominellen Scherspannung, die Durchbiegung der Schneckenwelle auf der Biegelinie einer zylindrischen Welle. DIN 5422: 2018-09 Print: 112,00 EUR/ Download: 103,00 EUR Wälzlager - Prüfung der technischen Sauberkeit; Text Deutsch und Englisch Rolling bearings - Measurement of technical cleanliness; Text in German and English Diese Norm legt Verfahren zur Prüfung der technischen Sauberkeit von Wälzlagern fest. Sie stellt Messverfahren, Messtechniken und Anforderungen für die Kalibrierung dieser auf. Die Norm gilt für alle rotativen Wälzlager und deren Einzelteile. Sie gilt nicht für Linear-Wälzlager. Alle Angaben zu Produkten und Geräten dienen lediglich der Unterrichtung der Anwender dieser Nationalen Norm und bedeuten keine Anerkennung dieser durch DIN. Gleichwertige Produkte und Geräte dürfen verwendet werden, wenn sie nachweisbar zu den gleichen Ergebnissen führen. Z DIN ISO 6195: 2009-03 Fluidtechnik - Einbauräume für Abstreifer für hin- und hergehende Anwendungen in Zylindern - Maße und Grenzabmaße (ISO 6195: 2002) Zurückgezogen, ersetzt durch DIN ISO 6195: 2018-10 DIN ISO 6195: 2018-10 Print: 89,80 EUR/ Download: 82,60 EUR Fluidtechnik - Einbauräume für Abstreifer für hin- und hergehende Anwendungen in Zylindern - Maße und Grenzabmaße (ISO 6195: 2013) Fluid power systems and components - Cylinder-rod wiper-ring housings in reciprocating applications - Dimensions and tolerances (ISO 6195: 2013) Ersatz für DIN ISO 6195: 2009-03 Gegenüber DIN ISO 6195: 2009-03 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Bauform E, Eingedrehter Einbauraum mit Hinterschnitt oder separatem Deckel, um den Elastomer-Abstreifer zu halten. b) Ergänzung der Maßangaben a, b, e und f in Kapiteln 4 und 8 sowie den Bildern und Tabellen c) Definition von Oberflächenrauheiten für Dichtungseinbauräume und Gegenflächen Abstreifer werden verwendet, um bei fluidtechnischen Komponenten und Systemen das Eindringen von Schmutzstoffen zu verhindern und dadurch die Dichtungen und Lager der Bauteile zu schützen. Die ISO 6195 legt die Maße und Grenzmaße von Einbauräumen für Abstreifer fest, die für Anwendungen bei hin- und hergehenden Kolbenstangen von pneumatischen oder hydraulischen Zylindern verwendet werden. Für fünf verschiedene Abstreifer-Typen wird die Einbaukonstruktion festgelegt sowie Maße, Grenzabmaße und Oberflächenrauheiten definiert. Der Maßbereich umfasst dabei Kolbenstangen von 4 mm bis 360 mm Durchmesser. Diese Norm beinhaltet die Deutsche Fassung der vom Technischen Komitee ISO/ TC 131 Fluidtechnik ausgearbeiteten ISO 6195: 2013. Z DIN ISO 6621-1: 1990-06 Verbrennungsmotoren; Kolbenringe; Begriffe; Identisch mit ISO 6621-1: 1986 Neuveröffentlichung der ISO; nationale Übersetzung nicht mehr notwendig Z DIN ISO 6621-2: 1990-06 Verbrennungsmotoren; Kolbenringe; Prüfung der Qualitätsmerkmale; Identisch mit ISO 6621-2: 1984 Neuveröffentlichung der ISO; nationale Übersetzung nicht mehr notwendig Z DIN ISO 6621-3: 1990-06 Verbrennungsmotoren; Kolbenringe; Werkstoffe; Identisch mit ISO 6621-3: 1983 Neuveröffentlichung ISO; nationale Übersetzung nicht mehr notwendig. Z DIN ISO 6621-4: 1990-06 Verbrennungsmotoren; Kolbenringe; Allgemeine Anforderungen; Identisch mit ISO 6621-4: 1988 Neuveröffentlichung ISO; nationale Übersetzung nicht mehr notwendig. Z DIN ISO 6621-5: 1990-06 Verbrennungsmotoren; Kolbenringe; Gütebedingungen; Identisch mit ISO 6621-5: 1988 Neuveröffentlichung ISO; nationale Übersetzung nicht mehr notwendig. B DIN 7721-1: 1989-06 Synchronriementriebe, metrische Teilung; Synchronriemen Zurückziehung beabsichtigt: kein Bedarf mehr; dafür kann ISO 17396: 2017 angewendet werden. Einsprüche bis 2018-11-30 Z DIN ISO 8528-7: 1997-11 Stromerzeugungsaggregate mit Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Teil 7: Technische Festlegung für Auslegung und Ausführungen (ISO 8528-7: 1994) Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. Z DIN ISO 8528-9: 1999-01 Stromerzeugungsaggregate mit Hubkolben-Verbrennungsmotoren - Teil 9: Messung und Bewertung der mechanischen Schwingungen (ISO 8528-9: 1995) Zurückgezogen; kein Bedarf mehr. BE DIN EN ISO 13710: 2010-11 Erdöl-, petrochemische und Erdgasindustrie - Oszillierende Verdrängerpumpen (ISO/ DIS 13701: 2010); Eng- T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 70 Normen 71 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 lische Fassung prEN ISO 13710: 2010 Zurückziehung beabsichtigt; das Projekt wurde bei ISO und CEN gestrichen. Einsprüche bis 2018-11-30 Z DIN ISO 14728-1: 2005-10 Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 1: Dynamische Tragzahlen und nominelle Lebensdauer (ISO 14728- 1: 2004) Zurückgezogen, ersetzt durch DIN ISO 14728-1: 2018-10 DIN ISO 14728-1: 2018-10 Print: 81,90 EUR/ Download: 75,40 EUR Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 1: Dynamische Tragzahlen und nominelle Lebensdauer (ISO 14728- 1: 2017) Rolling bearings - Linear motion rolling bearings - Part 1: Dynamic load ratings and rating life (ISO 14728- 1: 2017) Ersatz für DIN ISO 14728-1: 2005-10 Gegenüber DIN ISO 14728-1: 2005-10 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Bilder 2, 4, 8 und 9 korrigiert; b) Korrektur der Begriffe (Änderung von Systeme mit Kugel/ Rollenführung in Linear-Kugel/ Rollenlager); c) Korrektur des Schriftsatzes (∅ geändert in φ); d) Anpassung an die aktuellen Gestaltungsregeln. Dieses Dokument legt Verfahren für die Berechnung der dynamischen Tragzahl und der nominellen Lebensdauer von Linear-Wälzlagern fest, die aus heute allgemein verwendetem gehärtetem Lagerstahl guter Qualität nach bewährten Herstellverfahren und im Wesentlichen in üblicher Ausführung hinsichtlich der Form der Berührungsflächen der Wälzkörper gefertigt sind. Die Lebensdauer von Linear-Wälzlagern wird bestimmt und die Bedingungen für zuverlässige Lebensdauerberechnungen werden festgelegt. Dieses Dokument ist nicht auf Konstruktionen anzuwenden, in denen Wälzkörper direkt auf der Gleitfläche des Maschinenelementes laufen, es sei denn, diese Fläche ist in jeder Beziehung der Laufbahn des Linear-Wälzlagers gleichwertig, die sie ersetzt. Z DIN ISO 14728-2: 2005-10 Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 2: Statische Tragzahlen (ISO 14728-2: 2004) Zurückgezogen, ersetzt durch DIN ISO 14728-2: 2018- 10 DIN ISO 14728-2: 2018-10 Print: 81,90 EUR/ Download: 75,40 EUR Wälzlager - Linear-Wälzlager - Teil 2: Statische Tragzahlen (ISO 14728-2: 2017) Rolling bearings - Linear motion rolling bearings - Part 2: Static load ratings (ISO 14728-2: 2017) Ersatz für DIN ISO 14728-2: 2005-10 Gegenüber DIN ISO 14728-2: 2005-10 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Bilder 2, 4, 8 und 9 korrigiert; b) Korrektur der Gleichung k0i in Gleichung (1); c) Anpassung an die aktuellen Gestaltungsregeln. Dieses Dokument legt Verfahren für die Berechnung der statischen Tragzahl, der äquivalenten statischen Last und des statischen Tragsicherheitsfaktors von Linear-Wälzlagern fest, die aus heute allgemein verwendetem gehärtetem Lagerstahl guter Qualität nach bewährten Herstellverfahren und im Wesentlichen in üblicher Ausführung hinsichtlich der Form der Berührungsflächen der Wälzkörper gefertigt sind. Dieses Dokument ist nicht auf Konstruktionen anzuwenden, in denen Wälzkörper direkt auf der Gleitfläche des Maschinenelementes laufen, es sei denn, diese Fläche ist in jeder Beziehung der Laufbahn des Linear-Wälzlagers gleichwertig, die sie ersetzt. E DIN ISO 15312: 2018-10 Print: 81,90 EUR/ Download: 75,40 EUR Wälzlager - Thermische Bezugsdrehzahl - Berechnung (ISO 15312: 2018); Text Deutsch und Englisch Rolling bearings - Thermal speed rating - Calculation (ISO 15312: 2018); Text in German and English Vorgesehen als Ersatz für DIN ISO 15312: 2004-10 Erscheinungsdatum: 2018-09-14 Einsprüche bis 2018-11-07 Gegenüber DIN ISO 15312: 2004-10 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) der Begriff „Beiwerte“ aus dem Titel gelöscht; b) Überarbeitung der normativen Verweisungen; c) Gleichung 11 korrigiert; d) der Inhalt des Abschnittes 7 in den neuen informativen Anhang B verschoben; e) der Inhalt des Anhangs B in den neuen informativen Anhang C verschoben. Diese Internationale Norm legt die thermische Bezugsdrehzahl für ölbadgeschmierte Wälzlager sowie die Berechnungsgrundlagen zur Bestimmung dieses Kennwertes fest. DIN ISO 20816-4: 2018-10 Print: 104,40 EUR/ Download: 96,00 EUR Mechanische Schwingungen - Messung und Bewertung der Schwingungen von Maschinen - Teil 4: Gasturbinen über 3 MW mit Gleitlagern (ISO 20816-4: 2018) Mechanical vibration - Measurement and evaluation of machine vibration - Part 4: Gas turbines in excess of 3 MW, with fluid-film bearings (ISO 20816-4: 2018) Ersatz für DIN ISO 7919-4: 2018-01 und DIN ISO 10816-4: 2018-01 Gegenüber DIN ISO 7919-4: 2018-01 und DIN ISO 10816-4: 2018-01 wurden folgende Änderungen vorgenommen: a) Überarbeitung und Zusammenfassung von DIN ISO 7919-4: 2018-01 und DIN ISO 10816-4: 2018-01; b) Änderung des Titels, um auch einzelne Gasturbinen und nicht nur Gasturbinensätze zu erfassen. Das Dokument stellt einen speziellen Leitfaden zur Beurteilung der vor Ort gemessenen Schwingungen sowohl an den Lagergehäusen als auch den Wellen von Gastur- T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 71 Normen 72 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 binen dar. Die in diesem Dokument genannten Kriterien gelten für stationäre Gasturbinen mit einer Leistung über 3 MW und Nenn-Betriebsdrehzahlen von 3000 min -1 bis 30000 min -1 . Dieser Teil von ISO 20816 enthält maschinenspezifische Anleitungen zur Bewertung der Schwingungen, die am Aufstellungsort in radialer Richtung, d. h. quer zur Welle an allen Hauptlagergehäusen oder Hauptlagerständern oder an der Welle sowie in axialer Richtung an Drucklagern breitbandig gemessen werden. Zur Beurteilung der Maschinenschwingungen unter stationären Betriebsbedingungen werden zwei Kriterien angegeben. Das eine Kriterium betrachtet die Größe der gemessenen Schwingung, das andere Änderungen der Schwingungsgröße. Darüber hinaus werden davon abweichende Kriterien für Übergangszustände, wie Hochlauf und Auslauf, genannt. BE DIN EN ISO 21049: 2010-03 Pumpen - Wellendichtungssysteme für Kreiselpumpen und rotierende Verdrängerpumpen (ISO/ DIS 21049: 2009); Englische Fassung prEN ISO 21049: 2010, nur auf CD-ROM Zurückziehung beabsichtigt; das Projekt wurde bei ISO und CEN gestrichen. Einsprüche bis 2018-11-30 DIN 65124: 2018-10 Print: 74,40 EUR/ Download: 68,30 EUR Luft- und Raumfahrt - Technische Lieferbedingungen für additive Fertigung metallischer Werkstoffe mit Pulverbettverfahren Aerospace series - Technical specifications for additive manufacturing of metallic materials with the powder bed process Diese Norm legt Anforderungen für die Herstellung von metallischen Bauteilen für Luft- und Raumfahrtgeräte durch additive Fertigung mit Pulverbettverfahren fest. Diese Norm gilt für den Bereich der Luft-und Raumfahrt, sie kann jedoch auch für andere Bereiche vereinbart werden. 2.1.1.1 Übersetzungen DIN EN ISO 3923-1: 2018-10 Print: 83,70 EUR/ Download: 77,20 EUR Metallic powders - Determination of apparent density - Part 1: Funnel method (ISO 3923-1: 2018) Metallpulver - Ermittlung der Fülldichte - Teil 1: Trichterverfahren (ISO 3923-1: 2018) DIN EN 10277: 2018-09 Print: 185,90 EUR/ Download: 171,10 EUR Bright steel products - Technical delivery conditions Blankstahlerzeugnisse - Technische Lieferbedingungen DIN ISO 15242-1: 2018-07 Print: 112,10 EUR/ Download: 103,10 EUR Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 1: Fundamentals (ISO 15242-1: 2015) Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 1: Grundlagen (ISO 15242-1: 2015) DIN ISO 15242-2: 2018-08 Print: 83,70 EUR/ Download: 77,20 EUR Rolling bearings - Measuring methods for vibration - Part 2: Radial ball bearings with cylindrical bore and outside surface (ISO 15242-2: 2015) Wälzlager - Geräuschprüfung (Körperschallmessung) - Teil 2: Radial-Kugellager mit zylindrischer Bohrung und zylindrischer Mantelfläche (ISO 15242-2: 2015) 2.2 Internationale Normen und Entwürfe 2.2.1 EN-Normen keine 2.2.2 ISO-Normen E ISO/ DIS 2790: 2018-08 67,20 EUR Riementriebe - Schmalkeilriemen für die Automobilindustrie sowie entsprechende Riemenscheiben - Maße Belt drives - V-belts for the automotive industry and corresponding pulleys - Dimensions Vorgesehen als Ersatz für ISO 2790: 2004-09 Einsprüche bis 2018-10-26 Z ISO 3096: 1996-12 Wälzlager - Nadelrollen - Maße und Toleranzen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3096: 2018-07 Z ISO 3096 Technical Corrigendum 1: 1999-07 Wälzlager - Nadelrollen - Maße und Toleranzen; Korrektur 1 Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3096: 2018-07 ZE ISO/ FDIS 3096: 2018-04 Wälzlager - Nadelrollen - Hauptmaße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen ISO 3096: 2018-07 67,20 EUR Wälzlager - Nadelrollen - Hauptmaße, Geometrische Produktspezifikationen (GPS) und Toleranzen Rolling bearings - Needle rollers - Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance values Ersatz für ISO 3096: 1996-12 und ISO 3096 Technical Corrigendum 1: 1999-07 Z ISO 3547-1: 2006-10 Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 1: Maße Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 3547-1: 2018-07 ZE ISO/ FDIS 3547-1: 2018-04 Gleitlager - Gerollte Buchsen - Teil 1: Maße ISO 3547-1: 2018-07 67,20 EUR Gleitlager - Gerollte Buchsen Teil 1: Maße T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 72 Normen 73 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Plain bearings - Wrapped bushes - Part 1: Dimensions Ersatz für ISO 3547-1: 2006-10 E ISO/ FDIS 4379: 2018-07 67,20 EUR Gleitlager - Buchsen aus Kupferlegierungen Plain bearings - Copper alloy bushes Vorgesehen als Ersatz für ISO 4379: 1993-04 Z ISO 4386-3: 1992-02 Gleitlager; Metallische Verbundgleitlager; Teil 3: Zerstörungsfreie Prüfung nach dem Eindringverfahren Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 4386-3: 2018-07 ZE ISO/ FDIS 4386-3: 2018-04 Gleitlager - Metallische Verbundgleitlager - Teil3: Zerstörungsfreie Prüfung nach dem Eindringverfahren ISO 4386-3: 2018-07 67,20 EUR Gleitlager - Metallische Verbundgleitlager - Teil3: Zerstörungsfreie Prüfung nach dem Eindringverfahren Plain bearings - Metallic multilayer plain bearings - Part 3: Non-destructive penetrant testing Ersatz für ISO 4386-3: 1992-02 Z ISO 6280: 1981-11 Gleitlager; Anforderungen an Stützschalen für dickwandige Mehrschichtgleitlager Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 6280: 2018-06 ZE ISO/ FDIS 6280: 2018-04 Gleitlager - Anforderungen an Stützkörper für dickwandige Verbundgleitlager ISO 6280: 2018-06 44,10 EUR Gleitlager - Anforderungen an Stützkörper für dickwandige Verbundgleitlager Plain bearings - Requirements and guidance on backings for thick-walled multilayer bearings Ersatz für ISO 6280: 1981-11 Z ISO 6282: 1983-10 Gleitlager; Metallische dünnwandige Lagerschalen; Bestimmung der σ 0,01 <(hoch)*>-Grenze Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 6282: 2018-06 ZE ISO/ FDIS 6282: 2018-04 Gleitlager - Metallische dünnwandige Lagerschalen - Bestimmung der sigma 0,01*-Grenze ISO 6282: 2018-06 44,10 EUR Gleitlager - Metallische dünnwandige Lagerschalen - Bestimmung der sigma 0,01*-Grenze Plain bearings - Metallic thin-walled half bearings - Determination of the sigma 0,01*-limit Ersatz für ISO 6282: 1983-10 Z ISO 6525: 1983-12 Gleitlager; ringförmige Anlaufscheiben aus Band; Abmessungen und Toleranzen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 6525: 2018-07 ZE ISO/ FDIS 6525: 2018-04 Gleitlager - Dünnwandige aus Band hergestellte Axiallager-Ringe - Maße und Toleranzen ISO 6525: 2018-07 67,20 EUR Gleitlager - Dünnwandige aus Band hergestellte Axiallager-Ringe - Maße und Toleranzen Plain bearings - Ring type thrust washers made from strip - Dimensions and tolerances Ersatz für ISO 6525: 1983-12 Z ISO 7063: 2003-12 Wälzlager - Nadellager, Kurvenrollen - Hauptmaße und Toleranzen Zurückgezogen, ersetzt durch ISO 7063: 2018-07 ZE ISO/ FDIS 7063: 2018-04 Wälzlager - Nadellager, Kurvenrollen - Hauptmaße, Geometrische Produktspezifikation (GPS) und Toleranzen ISO 7063: 2018-07 67,20 EUR Wälzlager - Nadellager, Kurvenrollen - Hauptmaße, Geometrische Produktspezifikation (GPS) und Toleranzen Rolling bearings - Needle roller bearing track rollers - Boundary dimensions, geometrical product specifications (GPS) and tolerance values Ersatz für ISO 7063: 2003-12 E ISO/ DIS 12129-1: 2018-07 67,20 EUR Gleitlager - Toleranzen - Teil 1: Passungen Plain bearings - Tolerances - Part 1: Fits Vorgesehen als Ersatz für ISO 12129-1: 1995-04 Einsprüche bis 2018-10-23 E ISO/ DIS 12129-2: 2018-07 67,20 EUR Gleitlager - Toleranzen - Teil 2: Form- und Lagetoleranzen und Oberflächenrauheit für Wellen, Bunde und Spurscheiben Plain bearings - Tolerances - Part 2: Tolerances on form and position and surface roughness for shafts and thrust collars Vorgesehen als Ersatz für ISO 12129-2: 1995-04 Einsprüche bis 2018-10-22 E ISO/ DIS 19349: 2018-07 67,20 EUR Gleitlager mit Flüssigkeitsschmierung - Schmierstoffversorgung und Überwachung Plain bearings with liquid lubrication - Lubricant supply arrangements and monitoring Einsprüche bis 2018-10-18 ZE ISO/ DIS 19843: 2017-09 Wälzlager - Wälzlagerkugeln aus Keramik - Bestimmung der Festigkeit durch Kerbkugelversuch Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 19843: 2018-07 T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 73 Normen 74 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 E ISO/ FDIS 19843: 2018-07 159,80 EUR Wälzlager - Wälzlagerkugeln aus Keramik - Bestimmung der Festigkeit durch Kerbkugelversuch Rolling bearings - Ceramic bearings balls - Determination of the strength by notched ball test Ersatz für ISO/ DIS 19843: 2017-09 E ISO/ DIS 21342: 2018-07 67,20 EUR Synchronriementriebe - Riemen für den Kraftfahrzeugbau Synchronous belt drives - Automotive belts and pulleys Vorgesehen als Ersatz für ISO 9010: 1997-04 und ISO 9011: 1997-04 Einsprüche bis 2018-10-18 ZE ISO/ DIS 21433: 2018-01 Gleitlager - Handhabung von Gleitlagern Zurückgezogen, ersetzt durch ISO/ FDIS 21433: 2018-08 E ISO/ FDIS 21433: 2018-08 67,20 EUR Gleitlager - Handhabung von Gleitlagern Plain bearings - Handling of plain bearings Ersatz für ISO/ DIS 21433: 2018-01 3 Vorhaben 3.1 DIN-Normenausschuss Maschinenbau (NAM) Tragfähigkeitsberechnung von Zylinder-Schneckengetrieben mit sich rechtwinklig kreuzenden Achsen; (DIN 3996: 2012-09); NA 060-34-14 AA <06003883> Diese Norm dient zur Nachrechnung der Tragfähigkeit von Zylinder-Schneckengetrieben. Sie berücksichtigt die Tragfähigkeitsgrenzen Verschleiß, Grübchenbildung, Zahnbruch, Durchbiegung der Schnecke und Temperatur. Die Verschleißberechnung beruht auf dem Prinzip, dass die Verschleiß-intensität einer Werkstoff / Schmierstoff-Kombination eine Funktion der Schmierfilmdicke sowie der Schmierstoffstruktur ist. Bei der Grübchentragfähigkeit ist die Haupteinflußgröße die Hertzsche Pressung. Die Berechnung der Zahnfußtragfähigkeit basiert auf einer nominellen Scherspannung, die Durchbiegung der Schneckenwelle auf der Biegelinie einer zylindrischen Welle. 3. 2 DIN-Normenausschuss Wälz- und Gleitlager (NAWGL) Gleitlager; Das tribologische Verhalten von metallischen Gleitwerkstoffen, Kennzeichnende Begriffe; (DIN 50282: 1979-02); NA 118-02-01 AA <11800516> Diese Dokument definiert Begriff zur Charakterisierung des tribologischen Verhaltens von Gleitwerkstoffe. Gleitlager; Prüfung von Lagermetallen; Korrosionsbeständigkeit von Lagermetallen gegenüber Schmierstoffen bei statischer Beanspruchung; (DIN 31665: 1993- 09); NA 118-02-02 AA <11800517> Die Prüfung nach diesem Dokument dient zur Ermittlung des Korrosionsverhaltens von Gleitlagermetallen gegenüber Schmierstoffen (Schmierölen) im Ruhestand, d. h. ohne gleichzeitige mechanische Einwirkung. Gleitlager - Lose Schmierringe für allgemeine Anwendung; (DIN 322: 1983-12); NA 118-02-03 AA <11800524> Inhalt dieses Dokumentes ist die Auslegung loser Schmierringe für die allgemeine Anwendung von Gleitlagern. Lose Schmierringe laufen auf der sich drehenden Welle mit und dienen der Ölförderung. Das Dokument legt Maße, Toleranzen, Bezeichnung und Werkstoff fest. Auf der Welle befestigte fest Schmierringe sind nicht Gegenstand des Dokumentes. Gleitlager aus Sintermetall mit besonderen Anforderungen für Elektro-Klein- und Kleinstmotoren; Kalottenlager, Maße; (DIN 1495-1: 1983-04); NA 118-02-03 AA <11800525> Dieses Dokument legt Maße, Bezeichnungen und Werkstoffe für Gleitlager aus Sintermetall mit besonderen Anforderungen für Elektro-Klein- und Kleinstmotoren (Kalottenlager) fest. Gleitlager aus Sintermetall mit besonderen Anforderungen für Elektro-Klein- und Kleinstmotoren; Zylinderlager, Maße; (DIN 1495-2: 1983-04); NA 118-02-03 AA <11800526> Diese Dokument legt Maße, Bezeichnungen und Werkstoffe für Gleitlager aus Sintermetall mit besonderen Anforderungen für Elektro- Klein- und Kleinstmotoren (Zylinderlager) fest. Gleitlager; Dickwandige Verbundgleitlager mit zylindrischer Bohrung, ungeteilt; (DIN 7473: 1983-12); NA 118- 02-03 AA <11800532> Diese Dokument definiert Maße, Toleranzen und Bezeichnungen für dickwandige Verbundgleitlagre mit zylindrischer Bohrung (ungeteilt), welche im Getriebebau, Maschinenbau und in Walzwerkeinrichtungen Verwendung finden. Gleitlager; Schmiertaschen für dickwandige Verbundgleitlager; (DIN 7477: 1983-12); NA 118-02-03 AA <11800534> Das Dokument definiert Schmiertaschen mit den dazugehörigen Ölzulaufbohrungen für Gleitlager nach DIN 7473, DIN 7474 und DIN 31690-2 (dickwandige Verbundgleitlager). Das Dokument definiert Maße, Toleranzen und Bezeichnungen für diese Schmiertaschen. Wälzlager - Statische Tragzahlen (ISO 76: 2006 + Amd.1 2017); (DIN ISO 76: 2009-01); NA 118-01-08 AA <11800537> Unter mäßig hohen statischen Belastungen entstehen an Wälzkörpern und Laufbahnen von Wälzlagern bleibende Verformungen, die mit zunehmender Belastung allmählich zunehmen. Ob diese im Lager entstehenden Verfor- T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 74 Normen 75 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 mungen in einem bestimmten Anwendungsfall zulässig sind, kann oft nicht durch Versuche unter den Bedingungen des Anwendungsfalls festgestellt werden. Deshalb sind andere Verfahren erforderlich, um die Eignung des gewählten Lagers nachzuweisen. Die Erfahrung zeigt, dass eine bleibende Gesamtverformung entsprechend dem 0,000 1fachen des Wälzkörperdurchmessers im Mittelpunkt der am höchsten belasteten Berührstelle zwischen Wälzkörper und Laufbahn in den meisten Anwendungsfällen ohne Beeinträchtigung des Betriebsverhaltens des Lagers zugelassen werden kann. Die statische Tragzahl wird folglich so hoch angesetzt, dass diese Verformung ungefähr dann eintritt, wenn die statische äquivalente Belastung gleich der statischen Tragzahl ist. Versuche in verschiedenen Ländern deuten darauf hin, dass eine Belastung in der fraglichen Höhe gleichgesetzt werden kann mit einer berechneten Beanspruchung der Berührstelle von 4600 MPa bei Pendelkugellagern 4200 MPa bei allen anderen Kugellagern und 4000 MPa bei allen Rollenlagern im Mittelpunkt den am höchsten belasteten Berührstelle zwischen Wälzkörper und Laufbahn. Die Gleichungen und Faktoren zur Berechnung der statischen Tragzahlen beruhen auf diesen Beanspruchungen an der Berührstelle. Die zulässige statische äquivalente Belastung kann je nach den Anforderungen an Laufruhe und Reibungs-widerstand und je nach der jeweiligen Geometrie der Berührflächen kleiner, gleich oder größer als die statische Tragzahl sein. Lageranwender, die in Hinsicht auf diese Bedingungen nicht über Erfahrungen verfügen, sollten den Lagerhersteller um Rat fragen. Dieses Dokument legt Verfahren für die Berechnung der statischen Tragzahl und der statischen äquivalenten Belastung für Wälzlager in den Größenbereichen fest, die in den entsprechenden ISO N Wälzlager - Tragzahlen für Hybridlager mit keramischen Wälzkörpern - Teil 1: Dynamische Tragzahlen; NA 118-01-08 AA <11800538> Hybridlager sind Wälzlager mit Laufbahnen aus allgemein üblichen Wälzlagerstahl und Wälzkörpern aus Siliciumnitrid (zu Definitionen siehe ISO 5593). Aufgrund des höheren Elastizitätsmoduls der keramischen Wälzkörper haben Hybridlager bei gleicher Belastung eine deutlich kleinere Kontaktellipse als Wälzlager mit Wälzkörpern aus Wälzlagerstahl. Dies führt theoretisch zu einer Verringerung der dynamischen Tragfähigkeit. In der Praxis werden Hybridlager in zahlreichen Industrieanwendungen eingesetzt, bei denen diese Lager mindestens die gleiche Lebensdauer wie herkömmliche Wälzlager mit Stahlwälzkörpern aufweisen. Für den typischen Einsatzbereich von Hybridlagern ist daher die theoretische Reduzierung der dynamischen Tragzahl in der Praxis nicht zu beobachten. Die kleinere Kontaktellipse und die Materialkombination aus Keramik-Stahl führen zu einer erkennbar geringeren Schubspannung an der Oberfläche im Wälzkontakt, was wiederum zu einer höheren Belastbarkeit führt. Dies spiegelt sich in der Definition eines höheren bm-Faktors im Vergleich zu Stahllagern wider, der die höhere Kontaktspannung bei gleicher Tragfähigkeit kompensiert. Die in diesem Dokument angegebenen Formeln ergeben daher die gleichen dynamischen Tragzahlen wie nach ISO 281 für Wälzlager mit identischer Innengeometrie und Wälzkörpern aus Stahl. Dieses Dokument spezifiziert Methoden zur Berechnung der dynamischen Tragzahlen für Hybridlager mit Lagerringen aus zeitgemäßem, allgemein gebräuchlichem, hochwertigem gehärtetem Lagerstahl in Übereinstimmung mit guter Herstellungspraxis und Wälzkörpern aus Siliciumnitrid in heute, allgemein verwendeter, hoher Material- und Fertigungsqualität und Oberflächenbeschaffenheit. Wälzlager - Tragzahlen für Hybridlager mit keramischen Wälzkörpern - Teil 2: Statische Tragzahlen; NA 118-01-08 AA <11800539> Hybridlager sind Wälzlager mit Laufbahnen aus allgemein üblichen Wälzlagerstahl und Wälzkörpern aus Siliciumnitrid (zu Definitionen siehe ISO 5593). Aufgrund des höheren Elastizitätsmoduls der keramischen Wälzkörper haben Hybridlager bei gleicher Belastung eine deutlich kleinere Kontaktellipse als Wälzlager mit Wälzkörpern aus Wälzlagerstahl. Dies führt bei gleicher Belastung zu höheren Kontaktspannungen. Seit der zweiten Ausgabe der ISO 76 im Jahr 1987 wird die statische Tragfähigkeit von Wälzlagern durch eine zulässige Hertz'sche Pressung bei Kontakt mit höchster Belastung definiert. Bei Wälzlagern aus Stahl führt diese Kontaktspannung zu einer dauerhaften plastischen Verformung an der Laufbahn und dem Wälzkörper von etwa 1/ 10 000stel des Wälzkörperdurchmessers. Bei Hybridlagern tritt keine nennenswerte plastische Verformung am Wälzkörper auf, was zu einer geringeren plastischen Gesamtverformung im Wälzkontakt führt. Entsprechend der industriellen Praxis sind daher für Hybridlager etwas höhere zulässige Hertz'sche Pressung definiert. Die Anhaltswerte für die statische Tragsicherheit S0 wurden entsprechend erhöht, um die gleiche Gesamttragsicherheit für die Laufbahn zu erhalten. Dieses Dokument spezifiziert Methoden zur Berechnung der statischen Tragzahlen für Hybridlager mit Lagerringen aus zeitgemäßem, allgemein gebräuchlichem, hochwertigem gehärtetem Lagerstahl in Übereinstimmung mit guter Herstellungspraxis und einem vollständigen Satz Wälzkörper aus Siliziumnitrid (Si 3 N 4 ) in heute, allgemein verwendeter Material- und Fertigungsqualität. 3.1.1 Zurückziehung DIN-Normenausschuss Wälz- und Gleitlager (NAWGL) Wälzlager - Zylinderrollenlager - Teil 1: Einreihig, mit Käfig, Winkelringe; (DIN 5412-1: 2005-08); NA 118-01- 05 AA <11800488> 4 Erklärung über die technischen Regeln Soweit bekannt sind zu den einzelnen Dokumenten Preise angegeben. Ein Preisnachlass auf DIN-Normen T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 75 Normen 76 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 und DIN SPEC wird gewährt für Mitglieder des DIN in Höhe von 15 % und für Angehörige anerkannter Bildungseinrichtungen (Bestellung muss mit Nachweis versehen sein) in Höhe von 50 %. Alle DIN-Normen, DIN-Norm-Entwürfe, DIN SPEC und Beiblätter können ohne Mehrpreis im Monatsabonnement bezogen werden. Bei der Bestellung ist die genaue Bezeichnung des Fachgebietes, möglichst unter Verwendung der ICS-Zahlen, anzugeben (siehe DIN- Mitt. 72. 1993, Nr. 8, S. 443 bis 450). Ein Anschriftenverzeichnis der Stellen im Ausland, bei denen Deutsche Normen eingesehen und bestellt werden können, wird vom Beuth Verlag GmbH, AuslandsNormen-Service, 10772 Berlin, kostenlos abgegeben. Die Ausgabedaten der anderen technischen Regeln sind nicht immer identisch mit ihrem Erscheinungstermin oder mit dem Beginn ihrer Gültigkeit. Um eine möglichst vollständige Information zu geben, werden Entwürfe von anderen technischen Regeln auch bei bereits abgelaufener Einspruchsfrist angezeigt. Voraussetzung für die Aufnahme einer Titelmeldung in die DITR-Datenbanken ist das Vorliegen eines Belegexemplars der technischen Regel. Alle regelerstellenden Organisationen werden daher gebeten, Belegstücke zu Veränderungen ihrer Regelwerke mit Preisangabe an folgende Anschrift zu senden: Deutsches Informationszentrum für technische Regeln (DITR), 10772 Berlin. Erklärung der im DIN-Anzeiger für technische Regeln verwendeten Vorzeichen: V = DIN SPEC (Vornorm) F = DIN SPEC (Fachbericht) P = DIN SPEC (PAS) A = DIN SPEC (CWA) G = Geschäftsplan (GP → einer DIN SPEC (PAS)) E = Entwurf M = Manuskriptverfahren C = Corrigendum/ Berichtigung Ü = Übersetzung B = Beabsichtigte Zurückziehung (BV → einer Vornorm, BE → eines Entwurfs) Z = Zurückziehung (ZV → einer Vornorm, ZE → eines Entwurfs) 4.1 Europäische und internationale Normungsergebnisse 4.1.1 Europäische Normen Der Druck der vom Europäischen Komitee für Normung (CEN) angenommenen EN als DIN-EN-Norm ist vorgesehen. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) beim Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Der Druck der vom Europäischen Komitee für Elektrotechnische Normung (CENELEC) angenommenen EN und HD als DIN-ENbzw. DIN-EN-Norm mit VDE- Klassifizierung ist in Vorbereitung. Bis zu deren Veröffentlichung kann das Vormanuskript bei der DKE Deutsche Kommission Elektrotechnik Elektronik Informationstechnik im DIN und VDE, Stresemannallee 15, 60596 Frankfurt, gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Die Übernahme der vom Europäischen Institut für Telekommunikationsnormen (ETSI) angenommenen EN in das Deutsche Normenwerk ist in Vorbereitung. Bis zur Übernahme als DIN-Norm kann das Vormanuskript bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. 4.1.2 Europäische Norm-Entwürfe Die spätere Übernahme der von CEN und CENELEC veröffentlichten Norm-Entwürfe (prEN) und der von CENELEC herausgegebenen HD-Entwürfe (prHD) in das Deutsche Normenwerk ist vorgesehen. Hinsichtlich der Schlussentwürfe (prEN) von CEN, die ohne Einspruchsfristen angezeigt werden, können Vormanuskripte in deutscher Sprachfassung (falls vorhanden) zu den angegebenen Preisen bezogen werden. Bei Dokumenten, die im Parallelen Umfrageverfahren bei IEC und CENELEC erschienen sind, ist in Klammern die Nummer des IEC-Dokumentes angegeben. Diese Entwürfe können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. Die vom ETSI veröffentlichten Entwürfe für Europäische Normen (prEN) sollen später in das Deutsche Normenwerk übernommen werden. Diese Entwürfe (überwiegend in englischer Sprache) können bei der DKE gegen Kostenbeteiligung bezogen werden. Stellungnahmen sind bis zum angegebenen Termin an die DKE zu richten. 4.1.3 Internationale Normen und Norm-Entwürfe Die Ergebnisse der Arbeit der Internationalen Organisation für Normung (ISO) und der Internationalen Elektrotechnischen Kommission (IEC) sowie der ISO/ IEC- Arbeit können im DIN Deutsches Institut für Normung e. V., Burggrafenstraße 6, 10787 Berlin, IEC-Normen und IEC-Entwürfe zusätzlich bei der DKE eingesehen werden. T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 76 Normen 77 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 Die Ergebnisse der ISO- und IEC-Arbeit sind in Englisch und/ oder Französisch erhältlich. Sie liegen in deutscher Übersetzung vor, wenn sie gleichzeitig als Europäische Normen oder DIN-ISO- oder DIN-IEC- Normen übernommen werden. Kopien der ISO-Norm-Entwürfe können beim DIN Deutsches Institut für Normung e. V. (AuslandsNormen- Service), 10772 Berlin, bezogen werden. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen (TS) und Berichte (TR) sowie Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden herausgegeben, wenn ein Norm-Entwurf keine ausreichende Zustimmung zur Veröffentlichung als Norm erreichen konnte oder wenn sich ein zu normender Gegenstand noch in der Entwicklungs- oder Erprobungsphase befindet. Europäische und Internationale Technische Berichte dienen zur Bekanntmachung bestimmter Daten, die für die europäische bzw. internationale Normungsarbeit von Nutzen sind. Europäische Technische Spezifikationen werden in der Regel als DIN SPEC (Vornorm) übernommen. Europäische und Internationale Technische Spezifikationen werden spätestens drei Jahre nach ihrer Veröffentlichung mit dem Ziel überprüft, die für die Herausgabe einer Norm erforderliche Einigung anzustreben. Europäische Technische Berichte können bei Bedarf als DIN SPEC (Fachbericht) übernommen werden. Internationale öffentlich verfügbare Spezifikationen (PAS) können von der ISO herausgegeben werden, wenn sich ein Thema noch in der Entwicklung befindet oder wenn aus einem anderen Grund derzeit noch keine Internationale Norm veröffentlicht werden kann. Eine PAS kann auch ein in Zusammenarbeit mit einer externen Organisation erarbeitetes Dokument sein, das nicht den Anforderungen einer Internationalen Norm entspricht. Europäische und Internationale Workshop Agreements (CWA und IWA) Diese Dokumente sind Ergebnisse von Arbeiten europäischer oder internationaler Expertengruppen (Workshops) im Rahmen von CEN/ CENELEC und ISO/ IEC, jedoch außerhalb der Technischen Komitees. Sie liegen, falls nicht anders angegeben, in englischer Fassung vor. 5 Herausgeber und Bezugsquellen 5.1 Deutsche Normen Herausgeber: DIN Deutsches Institut für Normung e. V., 10772 Berlin Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin 5.2 ISO-Normen Herausgeber: International Organization for Standardization, Case postale 56, 1211 GENÈ VE 20, SCHWEIZ- Bezug: Beuth Verlag GmbH, 10772 Berlin T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 77 Anzeige 78 Tribologie + Schmierungstechnik · 66. Jahrgang · 1/ 2019 MASCHINENBAU \ TRIBOLOGIE Markus Grebe False-Brinelling und Stillstandsmarkierungen bei Wälzlagern Schäden bei Vibrationsbelastung oder kleinen Schwenkwinkeln Kontakt & Studium 2017, 197 Seiten €[D] 39,80 ISBN 978-3-8169-3351-9 False-Brinelling-Schäden oder Stillstandsmarkierungen sind ein bekanntes Problem bei Wälzlagern, die nur bei kleinen Schwenkwinkeln betrieben werden oder die Vibrationen oder schwellenden Normalkräften ausgesetzt sind. In diesen Fällen ist eine Berechnung der Lebensdauer nicht möglich. Die Auslegung muss also auf Basis von Erfahrungswerten erfolgen, die in aller Regel nicht vorliegen. Solche kritischen Betriebsbedingungen # ndet man beispielsweise bei den Pitch-Lagerungen von Windkraftanlagen, im Umfeld von Hydraulikaggregaten oder bei stark vibrationsbelasteten Anlagen z.B. bei Baumaschinen. Dieses Buch beschäftigt sich mit den kritischen Betriebsbedingungen und den typischen Schadenserscheinungen. Neben der Beschreibung der im Kontakt ablaufenden Vorgänge werden zahlreiche experimentelle Ergebnisse präsentiert, die die Wirkung einzelner Ein$ ussfaktoren des Beanspruchungskollektivs und der Bestandteile des Schmierstoffs aufzeigen. Das Buch hilft, das Wissen auf diesem Gebiet zu vertiefen und für den jeweiligen eigenen Anwendungsfall eine mögliche Lösungsstrategie zu #nden. Der Autor Der Autor ist nun seit mehr als 20 Jahren in der Tribologie tätig. Am Kompetenzzentrum Tribologie an der Hochschule Mannheim ist er als Laborbetriebsleiter und Leiter industrielle Forschung für ein Team von technischen und wissenschaftlichen Mitarbeitern und Mitarbeiterinnen sowie mehr als 50 Spezialprüfstände verantwortlich. Mit dem Thema False-Brinelling und Stillstandsmarkierungen beschäftigte sich Dr. Grebe nicht nur in seiner Promotion, sondern auch in zahlreichen bilateralen Industrieforschungsprojekten. Er ist Mitglied in zahlreichen DIN, ASTM und SAE-Arbeitskreisen. Sein fundiertes Fachwissen auf dem Gebiet der tribologischen Prüftechnik gibt er u.a. als Lehrgangsleiter im jährlichen Fachseminar „Tribometrie“ an der Technischen Akademie Esslingen weiter. Die Interessenten: Das Buch richtet sich sowohl an Wissenschaftler und Ingenieure in der Forschung und Entwicklung im Bereich Maschinenbau und Schmierstoffe wie auch an Ingenieure und Techniker in der Konstruktion und Instandhaltung. expert verlag GmbH Dischingerweg 5 \ 72070 Tübingen \ Tel. +49 (07071) 97556 -0 \ Fax +49 (07071) 97 97-11 \ info@verlag.expert \ www.narr.de Stand: Januar 2019 · Änderungen und Irrtümer vorbehalten! T+S_1_2019.qxp_T+S_2018 29.01.19 09: 11 Seite 78